Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
A.LỜI MỞ ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ
sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các
kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về
khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp
chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số
liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do
đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy,
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng
bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của
mình.
Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn -
trụ và bộ truyền đai. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp
giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng
hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song
khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em
mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Trần Quyết
Tiến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành
đồ án môn học này./..
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 1
1
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Đề số: 1A
PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ

1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
a.Công suất cần thiết P
ct
:
P
ct
=
P
lv
. β
η
KW
Trong đó: P
lv
: công suất trên trục công tác
β : hệ số tải trọng tương đương
η : hiệu suất truyền động
Công suất trên trục công tác :
P
lv
=
1000
.vF
KW
F= 2500N : Lực kéo băng tải
v= 2,0 m/s : Vận tốc băng tải
P
lv
=
2500.2,0

1000
= 5 KW
Hệ số tải trọng tương đương : β
β =
√
t
i
t
ck
∑
(
P
i
P
l
)
=
√
t
mm
t
ck
.
(
1,4 M
M
)
2
+
t

1
t
ck
.
(
M
M
)
2
Ta có t
mm
= 3s
t
mm
t
ck
.
(
1,4 M
M
)
2
≈ 0
β =
√
t
1
t
ck
.

(
M
M
)
2
=1
Hiệu suất truyền động : η
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 2
2
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
η = η
đ
η
br
η
3
ol
η
k
η
đ
= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở ( Tra bảng 2-3)
η
br
= 0,98 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín. ( Tra bảng 2-3)
η
ol
= 0,995 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra bảng 2-3)
η

k
= 1 : hiệu suất khớp nối
Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống :
η = 0,95.0,98. 0,995
3
= 0,926
Công suất cần thiết P
ct
bằng :
P
ct
=
P
lv
. β
η
=
5.1
0,926
= 5,395 kw
2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
n
Sb
= n
lv
.u
t
(công thức 2.8 /21)
Trong đó n

lv
: là số vòng quay của trục công tác
u
t
: là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
Số vòng quay của trục công tác : n
lv
n
lv
=
60000.v
π .D
=
¿
60000.2,0
π .575
=66,43¿
vòng/phút )
với D= 575mm : đường kính băng tải
Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : u
t
u
t
= u
đ
.u
br

Tra bảng 2.4/t21/q1- ta chọn : u
đ

= 4 ; u
br
= 3,5
Suy ra : u
t
= 4.3,5=14
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
n
Sb
= n
lv
.u
t
= 66,43.14 = 930,02 (vòng/phút)
3. Chọn động cơ :
Động cơ cần chọn làm việc ở chế độ dài với tải trọng va đập nhẹ nên động cơ phải
có P
đm
≥ P
ct
= 5,395 KW
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 3
3
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
N
đc
~ n
sb
= 930,02 (vòng/phút)

T
mm
T
≤
T
k
T
dn
-Theo bảng 1.1-Phụ lục/234/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu 4A132S6Y3 có thông
số kỹ thuật
Kiểu động cơ Công suất
(kw)
Vận
tốc(v/p)
Cos φ η (%)
T
max
T
dn
T
k
T
dn
4A132S6Y3 5,5 960 0,80 85 2,2 2,0

Kiểm tra điều kiện mở máy
P
đc
= 5,5 > P

ct
= 5,395
N
đb
= 960(v/p) ≈ n
sb
= 930,02 (v/p)
T
mm
T
1
=
1,4 M
M
=1,4
T
k
T
dn
= 2,0
T
mm
T
1
≤
T
k
T
dn
(thỏa mãn)

II. Phân phối tỷ số truyền :
- Với động cơ đã chọn ,ta có : P
đc
= 5.5 (KW)
n
đc
= 960 (v/p)
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có :
u
t
=
n
đ c
n
lv
=
960
66 ,43
=14,451
Mà ta có : u
t
= u
đ
u
br
Trong đó : u
đ
= 4 : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng
U
br

=
U
t
U
đ
=
14,451
4
= 3,612
6. Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục :
- Tốc độ quay trên trục động cơ : n
đc
= 960 ( v/p)
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 4
4
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
- Tốc độ quay trên trục I là:
n
I
=
n
đ c
u
đ
=
960
4
=240
( v/p)

- Tốc độ quay trên trục II là:
n
II
=
n
I
u
br
=
240
3,612
=66,43
( v/p)
-Tốc độ quay trên trục công tác là:
n
ct
=
n
II
U
k
=
66,43
1
=66,43(v / p)

- Công suất trên trục II : P
2
=
p

td
η
ol
2
.η
k
=
5
0,995
2
.1
= 5,050 (kw)
- Công suất trên trục I là : P
I
=
P
II
η
br
η
ol
=
5,050
0,98.0,995
=5,179
(kw)
-Công suất trên trục động cơ : P
đc
=
P

I
η
đ
=
5,179
0,96
= 5,395 (KW)
7. Xác định momen xoắn trên các trục :
Momen xoắn trên trục động cơ là:
T
đ c
=9,55. 10
6
.
P
đ c
n
đ c
=9,55.10
6
.
5,395
960
=54713,541Nmm
Momen xoắn trên trục I là :
T
I
=9,55. 10
6
.

P
I
n
I
=9,55.10
6
.
5,179
240
=206081,041 Nmm
Momen xoắn trên trục II là :
T
II
=9,55.10
6
.
P
II
n
II
=9,55.10
6
.
5,050
66,43
=725989,763 Nmm
Momen xoắn trên trục công tác là :
T
ct
=9,55.10

6
.
P
tđ
n
ct
=9,55.10
6
.
5
66,43
=718801,746 Nmm

♦
Ta có bảng thông số sau :
Thông
số/Trục
Động cơ Trục I Trục II Trục công tác
u
đ
=4 u
br
=3,612 U
k
=1
P (KW) 5,5 5,179 5,050 5
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 5
5
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ

n (v/ph) 960
240
66,43
66,43
T (N.mm)
54713,541
206081,041
725989,763
718801,746
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 6
6
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN
I .Bộ truyền đai thang
1.Chọn loại đai :
a.Các thông số đầu vào :
Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P
1
= P
đc
=5,5 KW
Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n
1
=n
đc
= 960V/P
Momen xoắn trên trục chủ động : T
1
=T

đc
= 54713,541 Nmm
b
b
y
40
0
h
t
o
Tỷ số truyền : u
1
= u
đ
= 4
Số ca làm việc : 1 ca
Đặc tính làm việc : Va đập nhẹ
b.Chọn loại đai
Thiết kế bộ truyền đai gồm các bước :
– Chọn loại đai.
– Xác định kích thước và thông số các bộ truyền.
– Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu và khả năng kéo của đai.
– Xác định lực căng dây đai và lực tác dụng lên trục.
Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra : Đai dẹt ,đai thang ,đai nhiều chêm và
đai răng.
Với :
Công suất của bộ truyền đai : P
1
=5,5 KW
Số vòng quay trục chủ động : n

1
=960 V/P
– Theo hình 4.1/T59/q1.Ta chọn tiết diện đai hình thang loại Б.
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 7
7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
Dựa vào bảng 4.13/T59/q1 .Ta chọn loại thang thường .Theo đó , thông số kích
thước cơ bản của đai thang thường loại Б như sau :

Loại
đai
Kích thước tiết diện đai
(mm)
Diện tích
tiết diện
A,mm
2
Đường
kính bánh
đai nhỏ
Chiều dài
giới hạn
b
t
b h y
0
Б 14 17 10,5 4,0 138 140-280 710 -7100
2.Xác định đường kính bánh đai :
a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ

d
1
:
Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
=180 mm theo Б tiêu
chuẩn.
Vận tốc đai : v =
π . d
1
n
1
60000
=
π .180.960
60000
= 9,047 (m/s)
v =9,047 (m/s) < v
max
= 25 (m/s) ( thỏa mãn )
b.Xác định đường kính bánh đai lớn d
2
Theo công thức (4.2)/t53/q1 ta có đường kính bánh đai lớn :
d
2
= u
đ
.d
1
.(1-

ε
)
Trong đó : u
đ
= 4 : hiệu suất bộ truyền đai
:
ε
Hệ số trượt bộ truyền đai
:
ε
= 0,02
d
2
= 4.180.(1- 0,02) = 705,6 mm
Chọn theo tiêu chuẩn : d
2
=710 mm
Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế :
U
t
=
d
2
d
1
.(1−ε)
=
710
180 (1−0,02)
= 4,025

Sai số của tỉ số truyền
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 8
8
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
Δ =
u
t
−u
đ
u
đ
.180% =
4,025−4
4
.100% =0,623% < 4%(thoả mãn)
3.Xác định khoảng cách trục sơ bộ:
–Dựa vào bảng 4.14/t60/q1 ,ta có
u
đ
=4=¿ a/d
2
=0 ,95
Vậy ta có : a = 0,95.
d
2
= 0,95.710= 674,5 mm
Giá trị của a phải thỏa mãn điều kiện sau
0.55.(d
1

+d
2
) +h ≤ a ≤2.(d
1
+d
2
)
0,55.(180+710) + 10,5 ≤ a ≤ 2.(180+710)
500 ≤ a ≤ 1780
–
Chiều dài đai, theo công thức (4.4)/t54/q1 :
l = 2a+
π
.(
d
2
+d
1
¿/2+
(
d
2
−d
1
)
2
/(4.a)
= 2.674,5+
π
.(710+180)/2 + (710-180)²/(4.674,5)

= 2851,1 mm
Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l = 2800 mm
– Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức (4.15)/t60/q1,ta
có :
i =
v
l
=
9,047.10
3
2800
=3,23 s
−1
Vậy ta có : i =
3,23

s
−1
<
i
max
=10
s
−1
(thỏa mãn)
–Tính lại khoảng cách trục a:

2 2
8
4

a
λ λ
+ − ∆
=
(mm)
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 9
9
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
Trong đó
𝛌 = l – π.
(
d
2
+d
1
)
2
= 2800 – π.
710+180
2
= 1402
∆ =
d
2
−d
1
2
=
710−180

2
= 265
Vậy khoảng cách trục thực :a =
1402+
√
1402
2
−8. 265
2
4
=700,8
mm
Ta thấy a =700,8 mm thỏa mãn điều kiện
500 ≤ a ≤ 1780
4.Xác định góc ôm trên bánh nhỏ và bánh lớn:
Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có :
Góc ôm
α
1
=
180
0
−
(
d
2
−d
1
)
a

.
57
0
= 180 –
710−180
700,8
.57=¿
136,89
0
α
2
=
180
0
+
(
d
2
−d
1
)
a
.
57
0
=¿
180 +
710−180
700,8
.57

= 223,1
0
Kiểm tra điều kiện : α
1
¿136,89
0
> α
min
=
120
0
(thỏa mãn)
5.Xác định số đai cần thiết z :
Theo công thức (4-16)/t60/q1 ta có : z =
P
1
.k
đ
[
P
0
]
.C
α
.C
1
.C
u
.C
z

P
1
=5,395 KW :c ông suấ t tr ê ntr ục bánhđ ai nhỏ

k
đ
: hệ số tải trọng động .Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được
k
đ
=1,1
P
¿
¿
¿
]:công suất cho phép.Tra bảng 4.19/t62/q1,ta được
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 10
10
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ

P
¿
¿
¿
]=3,0 KW (với v= 9,047 m/s và
d
1
=180mm¿
=>

P
[¿ ¿ 0]
P
1
¿
=
5,395
3,0
=1,798
,tra bảng 4.18/t61/q1,ta được
C
z
=0,95
C
α
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
α
1
Ta có :
C
α
=1−0,0025.
(
180−α
1
)
¿1−0,0025.
(
180−136,89
)

=0,892
C
1
: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai.
Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại Б ta có
l
0
=2240mm
=>
l
l
0
=
2800
2240
=1,25
,tra bảng 4.16/t61/q1 ta được
C
1
=1,04
C
u
: Hệ số kể tới ảnh hưởng của tỉ số truyền Tra bảng 4.17/t61/q1 với u= 4 >3
=>
C
u
=1,14
Vậy ta có sồ đai cần thiết là :
Z =
5,395.1,1

3,0.0,892.1,04.1,14.0,95
= 1,968 đai.
Lấy số đai z = 2 đai < 6 đai => thoả mãn.
6. Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B ,
d
a
Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có :
Chiều rộng bánh đai : B= (z –1).t + 2.e
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 11
11
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
Đường kính ngoài của bánh đai :
d
a
=d+2. h
0
Tra bảng 4.21/t63/q1 ta có :
h
0
= 4,2 , t = 19 ,e =12,5
Vậy : B = (2
–1¿.19+2.12,5=44mm
⇒ - §êng kÝnh ngoµi cña b¸nh ®ai nhá lµ:
d
a1
= d
1
+ 2h
0

= 180 +2.4,2 = 188,4 (mm)
⇒ - §êng kÝnh ngoµi cña b¸nh ®ai lín lµ:
d
a2
= d
2
+ 2h
0
= 710 + 2.4,2 = 718,4 (mm)
7.Xác định lực tác dụng lên trục :
– Lực căng trên một đai được xác định theo công thức 4.19/t63:

F
0
=780.
P
1
. k
đ
v .C
α
.z
+
F
v

F
v
: Lực căng do lực li tâm sinh ra
Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có :

F
v
=q
m
.v
2
q
m
:
Khối lượng 1m chiều dài đai .Tra bảng 4.22/t64/q1ta được

q
m
=0,178
kg
m
=>
F
v
=q
m
.v
2
=0,178.9,047=14,568N
Vậy ta có :

F
0
=
780.5,395.1,1.

9,047.0,892.2
+14,568=301,368
N
Lực tác dụng lên trục , công thức 4.21/t64/q1. Tacó :

F
rđ
= 2.
F
0
. z .sin(
α
1
2
)
= 2.
301,368
.2.sin
136,89
2
= 1121,167 N
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 12
12
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
F
rđ x
=F
r đ
.cosα = 1121,167 .cos65

0
= 473,826N
F
r đ y
=F
r đ
.sinα = 1121,167 .sin65
0
= 1061,123 N
với α =
65
0
là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 13
13
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
8.Bảng kết quả tính toán :
Thông số Đai thang thường
Đường kính bánh đai nhỏ :
d
1
180 mm
Đường kính bánh đai nhỏ :
d
2
710 mm
Chiều rộng bánh đai B : 44 mm
Chiều dài đai : l 2800 mm
Số đai : z 2đai

Tiết diện đai : Ђ
138
mm
2
Khoảng cách trục : a
700,8
mm
Góc ôm :
α
1
136,89
0
Lực căng ban đầu :
F
o
1121,167 N
Lực tác
dụng lên trục
F
rđ x
473,826N
F
r đ y
1061,123 N
II.Thiết kế bộ truyền bánh răng (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)
1.Các thông số đầu vào :
– Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập nhẹ
– Số ca làm việc : 1 ca
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 14

14
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
– Công suất trên trục chủ động :
P
1
= P
I
=5,179 KW
– Số vòng quay trên trục chủ động :
n
1
=
n
I
=240 v/ p h
– Momen xoắn trên trục chủ động :
T
1
=T
I
=
206081,041
Nmm
– Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng :
u
1
=u
br
=3
,612

2.X ác định ứng suất cho phép :
a. Chọn vật liệu:
Do hộp giản tốc 1 ca chịu tải trọng nhẹ nên ta chọn nhóm vật liệu loại I có đon
rắn HB ≤ 350,đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của bánh răng nên nhiệt
luyện của bánh răng lớn đạt độ lớn thấphơn độ rắnbánh răng nhỏ từ 10 đến 15
đơn vị H
1
≥ H
2
= (10......15)HB
Ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng trụ răng ngiêng như sau :
+ Bánh nhỏ :
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 241
÷
285,
có
σ
b1
=850(MPa);
σ
ch1
=580(MPa)
+ Bánh lớn :
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 192
÷
240,
có
σ
b2
=750(MPa);

σ
ch2
= 450(MPa)
b. Xác định ứng suất cho phép :
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 15
15
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức
6.1a và 6.2a/t93/q1 ta có:
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác định theo
công thức sau:
[σ
H
] =
H
H
S
lim
0
σ
. Z
R
.Z
v
.K

xH
.K
HL
(6.1)

[σ
F
] =
F
F
S
lim
0
σ
. Y
R
.Y
s
.K
xF
.K
FC
.K
FL
(6.2)
Trong đó:
Z
R
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Z

v
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
xH
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Y
s
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
Y
s
=1,08 – 0,0695ln(m)
K
xF
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy:
Z
R
Z
v
K
xH
= 1
Y
R
YsK
xF
= 1

Vậy ta có
[σ
H
] =
H
HlH
s
k.
0
lim
σ
[σ
F
] =
F
FlFcF
s
kk ..
0
lim
σ
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 16
16
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
Trong đó :
σ
o
F lim
; σ

0
limH
: lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số
chu kì cơ sở , trị số của chúng được tra ở bảng 6.2 /t94/q1.
s
F
; s
H
: Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng 6.2
/t94/q1 .Ta có:
σ
0
limH
= 2.HB + 70 ; s
H
=1,1
σ
o
F lim
=1,8.HB ; s
F
=1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB
1
=250 ; độ rắn bánh lớn : HB
2
= 235
Khi đó :
σ
1lim

0
H
= 2.250+70= 570 MPa
σ
1lim
0
F
= 1,8.250=450 MPa
σ
2lim
0
H
= 2.235+70=540 MPa
σ
2lim
0
F
=1,8.235= 423 MPa
k
Fc
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy k
Fc
=1( tải trọng đặt một phía )
k
Hl
;k
Fl
: Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1
K
HL

=
m
H
√
N
HO
N
HE
;
K
FL
=
m
F
√
N
FO
N
FE
ở đây:

m
H
;
m
F
Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn :
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 17
17

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
với HB < 350 lấy



=
=
6
6
F
H
m
m

N
FO
;
N
HO
:Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
có
N
FO
=4.10
6
với tất cả các loại thép

N
HO
=30.

H
HB
2,4


N
HO 1
=30.250
2,4
= 1,706 .
10
7
N
HO 2
=30.235
2,4
= 1,471 .
10
7

N
HE
;
N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương .
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng không đổi nên ta có
N
HE
= N

FE
= 60.n.c.t
∑
Với c ,n ,t
∑
lần lượt là số lần ăn khớp trong 1 vòng bánh quay,số vòng quay trong
một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

N
HE
1
= 60.1.240.24000 = 34,56.
10
7
≥
N
HO
1
=
1,706.10
7
N
HE
2
= 60.1.66,43.24000 = 9,566.
10
7

≥ N
HO

2
=
1,471.10
7
 K
HL1
= 1 , K
HL2
= 1;
K
FL1
= 1 , K
FL2
= 1.
Theo công thức (6.1a) và (6.2a), ta tính được
[σ
H
]
1
=
570.1
1,1
= 518,18 MPa
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 18
18
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
[σ
H
]

2
=
540.1
1,1
= 490,9 MPa
Với bánh răng trụ răng ngiêng ta có:
[σ
H
] =
σ
H1
+σ
H2
2
=
518,18+490,9
2
=504,54 MPa
Ta thấy [σ
H
] = 504,54 ≤ 1,25
❑
min
=1,25. 490,9= 613,625 (thỏa mãn)
[σ
F
]
1
=
450.1

1,75
= 257,142 MPa
[σ
F
]
2
=
423.1
1,75
= 241,174 MPa
- Ứng suất quá tải cho phép theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta có:
[σ
H
]
max
= 2,8. σ
ch
⇒ [σ
H
]
max1
=2,8.580 = 1624 Mpa ;
[σ
H
]
max2
=2,8.450 = 1260 Mpa ;
[σ
F
]

max
= 0,8.σ
ch
⇒ [σ
F
]
max1
= 0,8.580 = 464 Mpa ;
[σ
F
]
max2
=0,8.450 = 360 Mpa ;
3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :
a. khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a ta có
a
w
= K
a
.(u ± 1).
σ
T
1
K
Hβ
[¿
¿ H
2
] uψ

ba
3
√
¿

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ
d
wl
=K
d.
σ
¿
H
¿¿
¿
¿
¿
T
1
K
Hβ
(u ± 1)
¿
3
√
¿
+với K
a
,K
d

là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra
bảng 6.5 tthdđck/t1/96 ta được K
a
= 43 Mpa
1/3
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 19
19
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
+ T
1
là momen xoắn trên trục chủ động ,Nmm,T
1
=
206081,041
Nmm
+ [σ
H
] = 504,54 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép,Mpa
+ u = 3.612 là tỉ số truyền bánh răng

+ψ
ba
=
b
w
a
w
= 0,35 (
b

w
là chiều rộng bánh răng ),chọn bảng 6.6 tthdđck/t1/97
+ Ψ
bd
=
b
w
d
wl
+K
Hβ
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.
Theo công thức 6.16/tthdđck/t1/97 ta có :
Ψ
bd
=0,53
ψ
ba
.(u±1) = 0,53.0,35.(3,612+1) = 0,885
Theo bảng 6.7/98 ta có K
Hβ
= 1,06
vậy a
w
= 43.(3,612 +1)
3
√
206081,041.1,03
504,54

2
.3,612 .0.35
= 172,63 (mm)
Chọn a= 170 mm
4.Xác định các thông số ăn khớp :
a.mođun ăn khớp :
theo công thức 6.17tkhdđck/t1/97 ta có :
m = (0,01 ÷ 0,02).a
w
=(0,01 ÷ 0,02).170 = (1,7 ÷3,4 )
theo bảng 6.8tkhdđck/t1/99 ta chọn m =2
b.xác định số răng,góc nghiêng β, hệ số dịch chỉnh x
• Theo công thức 6.18tkhdđck/t1/99 ta có
a
w
= m(z
1
+ z
2
) /(2cosβ)
Ta chọn sơ bộ β =
10
0
theo công thức 6.31tkhdđck/t1/103 ta có số bánh răng nhỏ là
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 20
20
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
z
1

=
2a
w
.cosβ
m(u+1)
=
2.170.cos10
2(3,612+1)
= 36,3
lấy z
1
= 36
số bánh răng lớn là z
2
= u.z
1
= 3,612.36 = 130 ;lấy z
2
= 130
Mà z
t
= z
1
+ z
2
=36+130 = 166
+Theo công thức 6.32tkhdđck/t1/103 ta có
Cosβ = mz
t
/(2a

w
)=2.166/(2.170)= 0,976
β =
13
0
+Tỉ số truyền thực tế :u=
z
2
/ z
1
= 130/36 = 3,61
+ Ta tính lại khoảng cách trục
a
w
= m(z
1
+ z
2
)/(2cosβ) = 2.166/(2.0,976) =170,08 mm
Ta chọn a
w
= 170 mm
• Xác định hệ số dịch chỉnh x
Nhờ có góc nghiêng β của răng nên không cần hệ số dịch chỉnh
c.các thông số cơ bản của bộ truyền
• Khoảng cách trục : a
w
= 170mm
• Đường kính chia : d
1

=mz
1
/cosβ = 2.36/0,976 =73,77 (mm)
d
2
=mz
2
/cosβ = 2.130/0,976 =266,39 (mm)
• Đường kính lăn
d
w1
= 2a
w
(u+1)= 2.170/(3,612+1)= 73,72(mm)
d
w2
= d
w1
.u = 73,72.3,612=266,27(mm)
• Đường kính đỉnh răng ăn khớp mgoài
d
a1
=d
1
+2(1+x
1
- ∆y)m
d
a1
= 73,77 + 2.2= 77,77 mm

d
a2
= 266,39 +2.2 =270,39 mm
• Đường kính đáy răng
d
f1
= d
1
- (2,5 -2x
1
)m = 73,77 – ( 2,5 – 2.0 ) = 68,77 mm
d
f2
= d
1
-(2,5 -2x
2
)m = 266,39 – (2,5 – 2.0 ) =261,39 mm
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 21
21
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
• Góc profin gốc :theo TCVN 1615-71 , α = 20
0
• Đường kính cơ sở
d
b1
= d
1
cosα = 73,77.cos 20=69,32 mm

d
b2
= d
2
cosα = 266,39.cos 20 = 250,324 mm
• Góc profin răng α
t
= arc(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos13)=20,45
0
5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức 6.53/t105/q1 ta có :
σ
H

≤
[σ
H
] = 504,54
σ
H
=
1
2
1
2. . .( 1)
.
. .
H
M H
w w

T K U
Z Z Z
d b U
ε
+
Trong đó:
+ Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng, theo bảng 6.5/t96/q1 ta có
z
M
= 274 (MPA)
1/3
Ta có b
w
= ψ
ba
.a
w
=0,35.170= 59,5 mm
+ z
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,
Với hệ số trùng khớp dọc:
ε
β
=b
w
.sinβ/(m.π) (ct6.37 /t1/Tr 105)

⇒
ε
β
= 59,5.sin
13
0
/(2.3,14) = 2,06 > 1
⇒ z
ε
=
√
1/ε
α

- ε
α
: Hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức 6.38b-tr105-tài liệu (1):
ε
α
=[1,88 – 3,2 (1/Z
1
+1/Z
2
)].cosβ
ε
α
=[1,88 –3,2 (1/36 +1/130)].cos(13
o
)= 1,77
Vậy z

ε
=
√
1/ε
α
=
√
1/1,77
= 0,751
+ z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,ta có
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 22
22
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
Z
H
=
√
2cos β
b
/ sin2α
tw

-β
b
: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
α=20
Theo 6.35 tài liệu (1): tgβ

b
= cosα
t
.tgβ
Theo công thức ở bảng 6.11 tài liệu [I],theo TCVN 1615_71 α = 20
o
với α
tw
= α
t
=arctg(tg
α
/cosβ)= arctg(tg20/cos13
0
)=20,45
0
(tgβ
b
=cosα
t
.tgβ=cos(20,45)tg(13)=0,208
Vậy β
b
=12
0
Z
H
=
√
2cos β

b
/ sin2α
tw
=
√
2cos12
0
/ sin2.20,45
0
=1,729
T
1
:Momen xoắn trên trục dẫn,T
1
= 206081,041 N.mm
k
H
:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức
6.61/t116 /q1 : k
H
=k
H
α
.k
H
β
.k
HV
k
H

β
:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng ,
k
H
β
=1,06
- Trị số của cấp chính xác phụ thuộc vận tốc vòng
Theo 6.40/t1/161: v=π.d
wl
.n
1
/60000
d
w1
: là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức ở bảng 6.11
d
w1
= 2a
w
/

(u±1) = 2.170/(3,612+1) = 73,72 mm
n
1
: Số vòng quay trên trục chủ động n
1
= 240 vòng/phút
→ v=3,14.73,72.240/60000 = 0,9 m/s
Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,9 m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 161- tài liệu [1]) ta
được cấp chính xác động học là 9.

Tra b ảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định được : K
H
α
= 1,13.
- T
1
= 206081,041 (N.mm).
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 23
23
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
- K
Hv
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công
thức 6.41-tr107-tài liệu (1)

H w w1
Hv
1
v .b
K = 1+
2T
H H
d
K K
β α

Trong đó:
ν
H

= δ
H
.g
0
.v.
√
a
w
/u

+ δ
H
: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15/t107/q1 với
dạng răng nghiêng thì δ
H
=0,002
+ g
0
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng
6.16/t107/q1với cấp chính xác là 9 thì g
0
= 73
ν
H
= 0,002.73.0,9.
√
170/3,612
= 0,9 < 230 thoả mãn
Vậy k
HV

= 1+
0,9.73,72 .59,5
2.206081,041.1,03.1,13
= 1,008
Do đó k
H
= 1,03.1,13.1,008= 1,173
Vậy ta có
σ
H
= 274.1,729.0,751
√
2.206081,041 .1,173 (3,612+1)
73,72
2
.59,5 .3,612
= 491,58 MPa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
*
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v =0,9m/s ⇒ Z

V
= 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn
mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
a
=1,25÷0,63
µm. Do đó Z
R
= 1 với d
a
< 700mm ⇒ K
xH
= 1.
⇒ [σ
H
]
*
= 504,54.1.1.1= 504,54MPa.
Nhận thấy rằng σ
H
< [σ
H
]
*
do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được
điều kiện bền do tiếp xúc.
Tính lại chiều rộng vành răng
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 24
24
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ

b
w
=ψ
bα
.a
w
(
σ
H
⌈ σ
H
⌉
)
2
=0,35.170.
(
491,58/504,54
)
2
= 56,48 mm
Chọn lại b
w
= 50 mm
6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn
tác dụng lên bánh răng σ
F
phải nhỏ hơn giá trị ứng suất cho phép [σ
F
] hay:

Điều kiện bền uốn cho răng:
σ
F1
=
2T
1
. K
F
,Y
ε
.Y
β
.Y
F1
b
w
d
w1
.m
≤ [σ
F1
] (6.43)
σ
F2
=
1
21
.
F
FF

Y
Y
σ
≤ [σ
F2
] (6.44)
Trong đó:
T
1
- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T
1
=
206081,041
Nmm;
m- Mô đun pháp, với bánh răng trụ răng nghiêng : m = 2 (mm);
b
w
-Chiều rộng vành răng, b
w
= 50 (mm);
d
w1
-Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, d
w1
= 73,72 (mm);
Số răng tương đương
z
vn1
=
β

3
1
cos
z
=
36
0,976
3
= 38,72
z
vn2
=
β
3
2
cos
z
=
136
0,976
3
= 146,28
⇒ Y
F1
, Y
F2
- Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công thức
sau:
Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: Y
F1

= 3,7; Y
F2
= 3,6
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 25
25