đồ án tốt nghiệp chi tiết máy

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển với xu hướng công nghiệp hóa hiện đại
hóa, sự phát triển của những lĩnh vực khoa học kỹ thuật như Cơ khí, Cơ điện tử,
Điện, Điện tử, Tự động hóa, Công nghệ thông tin... Giữ vai trò đặc biệt quan trọng,
sự phụ thuộc của con người đã đang và tiếp tục được thay thế bởi máy móc tự động
1


hóa, mà ở đó con người có thể điều khiển được hệ thống dây truyền hoạt động trơn
chu. Từ đó làm tăng năng suất lao động, giảm giá thành sản phẩm, đảm bảo an toàn
cho người lao động. Để làm được điều đó những người kỹ sư phải có trình độ cũng
như kiến thức chắc chắn về chế tạo, điều khiển tự động và vận hành. Vì vậy sự đầu
tư, quan tâm cho sự phát triển trong tương lai phải được thực hiện một cách
nghiêm túc từ ngay từ trong các trường Đại học kỹ thuật nơi mà các sinh viên là kỹ
sư, cử nhân tương lai đang theo học.
Đồ án môn học Chi tiết máy là tiền đề cơ bản cho sinh viên ngành cơ khí khi
còn ngồi trên ghế nhà trường. Bước đầu định hướng được việc mình phải làm gì,
làm như thế nào, cách thức thực hiện ra sao… Để hiểu thiết kế được từng chi tiết
máy từ đơn giản nhất tới phức tạp hơn rồi tới một sản phẩm máy hoàn chỉnh có
công dụng nhất định trong tương lai, qua đó có cách nhìn đúng đắn hơn về ngành
nghề mình đang theo học và thêm yêu nghề hơn.
Nội dung chính đồ án đề cập tới vấn đề cơ bản nhất trong thiết kế máy và chế
tạo máy. Để làm được đồ án này mỗi sinh viên phải nắm được kiến thức cơ bản
trong các tài liệu và môn học nguyên lý máy, chi tiết máy, dung sai kỹ thuật đo,
vật liệu học, cơ lý thuyết, sức bền vật liệu, tính toán thiết kế hệ dẫn động trong cơ
khí, đọc được bản vẽ kỹ thuật, phải biết được các thuật ngữ các kí hiệu trong ngành
cơ khí. Cùng với đó là không thể thiếu sự ứng dụng của các phần mềm thiết kế cơ
bản trong cơ khí chế tạo như Autodesk AutoCAD 2D, Autodesk AutoCAD

Mechanical, Autodesk Inventor 3D, SolidWorks 3D, Catia… Đồng thời khi thiết
kế chúng ta phải bám sát với thực tế để sao cho sản phẩm tạo ra có giá thành hợp
lý, chi phí sản xuất thấp, tính thẩm mỹ cao, tuổi thọ tốt đảm bảo yêu cầu kỹ thuật
thì mới có thể cạnh tranh trên thị trường.
Khi thực hiện làm đồ án em cũng gặp phải một số khó khăn nhất định. Như
kiến thức về chi tiết máy, kỹ năng vẽ Autocad 2D, Autodesk Inventor 3D còn gặp
nhiều hạn chế. Được sự giúp đỡ nhiệt tình của quý thầy cô trong khoa Công nghệ
cơ khí trường Đại học Điện lực và đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn ThS. Nguyễn
Hồng Lĩnh, cùng với đó là sự giúp đỡ của các bạn thành viên trong khoa Công
nghệ cơ khí và các bạn trong lớp Đ7-Cơ Điện Tử mà em đã hoàn thành được đồ án
môn học này.
Do lần đầu tiên thực hiện với vốn kiến thức tổng hợp được còn nhiều hạn chế,
cho nên dù đã có nhiều cố gắng nhưng sai sót là điều không thể tránh khỏi. Em rất
mong nhận được sự đóng góp của thầy và các bạn để cho lần làm sau được tốt hơn.
Em xin chân thành cảm ơn!
Sinh viên thực hiện.
2


Lại Văn Tùng

Đồ án môn học
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện : Lại Văn Tùng
Mã số sinh viên : 1281090049
Ngành đào tạo :
Người hướng dẫn : ThS. Nguyễn Hồng Lĩnh
3

Ngày bắt đầu : 3/6/2015
Ngày bảo vệ :

Ngày kết thúc :

Đề Tài
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án số : 14

Hệ thống dẫn động xích tải gồm :
1 - Động cơ điện
2 - Bộ truyền đai thang
3 - Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
4 - Nối trục đàn hồi
5 - Xích tải
Số liệu thiết kế :
• Lực vòng trên xích tải ,F(N) : 8500N
• Vận tốc xích tải, v(m/s) : 1,25m/s
• Số răng đĩa xích tải dẫn, z(răng) : 9
• Bước xích tải, p(mm) :110mm
• Thời gian phục vụ L, năm : 9
• Quay một chiều, làm việc 2 ca,tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )
• Chế độ tải : T1 = T, T2 = 0.6T, t1=24s, t2 = 48s
4


5

PHẦN 1- TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN.
I- CHỌN ĐỘNG CƠ.

Gọi N : là công suất trên xích tải
: Hiệu suất chung của hệ dẫn động
Nct : Công suất làm việc
Ta có : Nct =
Do động cơ làm việc với tải trọng thay đổi
 Chọn Hiệu Suất Của Hệ Thống.
• Hiệu suất truyền động theo công thức (2.9) :
4

* Trong đó:
= 0,95
: Hiệu suất của bộ truyền đai.
= 1
: Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi.
= 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
= 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
= 0,99: Hiệu suất ổ lăn.

= 0,95.1.0,97.0,97.0,994 = 0,86
 Tính Công Suất Đẳng Trị ( Công Suất Tính Toán).
• Công suất tính toán

• Công suất cần thiết trên trục động cơ.

 Xác Định Số Vòng Quay Sơ Bộ Của Động Cơ.

Theo nguyên lý làm việc thì công suất của động cơ phải lớn hơn công suất làm
việc (ứng với hiệu suất của động cơ ) do đó ta phải chọn động cơ có công suất
lớn hơn công suất làm việc
•

Số vòng quay của trục công tác.
(vòng/phút)
6


Theo tiêu chuẩn tỉ số truyền đai thang 3- 5, ta chọn 3 và tỉ số truyền
hộp giảm tốc hai cấp từ 8-40, ta chọn 10 :
• Tỉ số truyền sơ bộ là :
Trong đó: = 10 : Tỉ số truyền hộp giảm tốc.
= 3 : Tỉ số truyền bộ truyền đai thang.
• Số vòng quay sơ bộ của động cơ.
(vòng/phút )
 Chọn Động Cơ Điện, Bảng Thông Số Động Cơ Điện.
- Theo bảng P1.3 (sách TTTK HDCĐK_T1_Trịnh Chất, Lê Văn Uyển)
-

thông số kĩ thuật của động cơ 4A
Vậy ta chọn động cơ kí hiệu 4A132M2Y3 có các thông số :

Kiểu động
cơ
4A112M2Y
3

Công

suất
(kW)
11,0

Vận tốc
quay
(v/ph)
2907

Cos φ

η%

0,90

88

2,2

2,0

II- PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

 Chọn Tỉ Số Truyền Của Hệ Thống Dẫn Động.

Theo công thức (3.23) :
Trong đó : - : số vòng quay của động cơ đã chọn
- : số vòng quay của trục máy công tác
Ta chọn
=> Tỉ số truyền của bộ truyền xích ống con lăn là:

Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển:
u1 = 1,3u2
7


u2 = = = 2,77

u1 = 1,3u2 = 1,3.2,77 = 3,6
Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc:

uhgt = ux.u1 = 3,83.3,6 = 13,78
Sai số tỉ số truyền hộp giảm tốc:
= 0,378 % (3% - 5%)
Như vậy sai số nằm trong khoảng cho phép

III-

LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH

 Tính Toán Công Suất Trên Trục

(chọn nkn = 0.93 theo bảng 2.3 sách TTTK HDĐCK trang 19)

 Tính Toán Số Vòng Quay Các Trục.

(vòng/phút)
(vòng/phút)
(vòng/phút)
 Tính Monen Xoắn Trên Các Trục.

8


 Bảng đặc tính :

Động cơ
Công Suất (KW)
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n
(vòng/phút)
Momen xoắn T
(Nmm)

Trục 1

Trục 2

Trục 3

9,48

9,1

8,74

Ud = 3
2907
33115

U1 = 3,6

969

U2 = 2,77
269

97,11
859510

9


Trục 1
Trục 2

Trục 3

Trục động cơ

Trục công tác

PHẦN 2- THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
 Thông số kĩ thuật để thiết kế bộ truyền đai thang.
 Công suất bộ truyền: P = 10,08 kW.
 Tỉ số truyền: = 3
 Số vòng quay bánh dẫn:
 Tải trọng va đập nhẹ, làm việc hai ca.
 Trình tự thiết kế gồm các bước sau:
I- CHỌN LOẠI ĐAI.

Chọn loại đai tiết diện theo hình đồ thị 4.13 (sách TTTk HDĐCK trang

59) với P = 10,08 kW và số vòng quay bánh dẫn n 1 = 2907(vòng/phút) ta
chọn loại đai Ƃ có các thông số bt = 14mm, b = 17mm, h = 10,5mm, y 0 =
4,0 mm, diện tích tiết diện A = 138 mm2.
10


II- XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH BÁNH ĐAI.
1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1.
- Dựa và bảng 4.13 (trang 59, Sách TTTK HDĐCK) ta chọn đường kính
2.
-

bánh đai theo tiêu chuẩn d1= 180 mm .
Vận tốc đai : v = = 24,34 (m/s)
Nhỏ hơn vận tốc cho phép là 25m/s.
Xác định dường kính bánh đai lớn d2.
Chọn hệ số trượt � = 0.01
Theo công thức 4.2 (TTTK HDDDDCK trang 53) ta có :
u= = =


d2 = u.d1. = 3.160.(1-0.01) = 475,2 mm

- Chọn d2 =500 mm (theo bảng 4.21 trang 63 )
- Tỷ số truyền : u= = = 3,16
- Sai lệch �u = .100 = 5,3%

III- CHỌN SƠ BỘ KHOẢNG CÁCH TRỤC.
- Theo bảng 4.14 trang 60, có u = 3 ta chọn khoảng cách trục :

ad2 = 500 mm
Kiểm tra a co thỏa mãn công thức 4.14 trang 60 :
0,55 (d1 +d2) + h a 2(d1 +d2)

0,55(160 + 500) + 10,5 500 2(160 + 500)

373,5mm 500 1320 mm
Ta thấy thỏa mãn,vậy khoảng cách truc a = 500 mm .
IV- XÁC ĐỊNH CHÍNH XÁC CHIỀU DÀI ĐAI VÀ KHOẢNG CÁCH

TRỤC.
1. Xác định chiều dài đai L.(d2 –d1 )2
Theo công thức 4.4 trang 54 :
L = 2a + (d1 +d2) + (d2 –d1 )2/4a
L = 2.500 + (160 + 500) + (500 -160)2/4.500 = 2094 mm
- Chọn theo tiêu chuẩn L = 2000 mm (bảng 4.13 trang 59)
- Kiểm nghiệm số vòng quay chạy trong 1 giây.
i=

==

12,17> imax=10

11


Vậy ta cần chọn L = 2500 mm :
i=

==

9,73< imax =10

2. Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài L :
Theo công thức 4.6 trang 54, ta có :

a = ( + )/4

Trong đó : λ = l- /2 =2500 - /2 = 1464
� = (d2 –d1 )/2 = ((500-160)/2 = 170
a = (1464 + = 711,7 mm
V- KIỂM NGHIỆM GÓC ÔM.
- Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ :
1 = 180 - 57 = 180 - 57= 153 = 2,66 rad
α1 ≥ 1200
- Thỏa điều kiện
(ở đây ta chon đai tổng hợp theo hướng dẫn
trang 54 )
VI- XÁC ĐỊNH SỐ ĐAI CẦN THIẾT.
- Số đai z được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trơn trượt giữa đai
và bánh đai.
- Theo công thức 4.16 trang 60 :


z = P1Kđ/([P0]CC1CuCz)
z = 9,48.1,25/(5,6.0,93.1,02.1,14.0,95) = 2,05
Chọn số đai z= 2
Trong đó :
-

P1 = 9,48 kW : công suất bánh chủ động
[P0] = 5,6 : công suất cho phép (bảng 4.19 trang 62)
Kđ = 1,25
:hệ số tải trọng động,va đập nhẹ,động cơ nhóm
II (bảng 4.7 trang 55)
C = 1 – 0,0025(180 -1 ) = 0,93 (công thức trang 61 )
Tra bảng 4.16 trang 61 với l/l0 = 1,1 ta được C1 = 1,02
Cu = 1,14 do u = 3 (tra bảng 4.17 trang 61 )
Cz = 0,95, ta có P1/[P0] = 9,48/5,6 = 1,69, (tra bảng 4.18 tr.61)
12


VII- XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CHỦ YẾU CỦA ĐAI.
- Chiều rộng bánh đai.

B = (z – 1 )t +2e = (2 – 1 ).19 + 2.12.5 = 44 mm
-

Đường kính ngoài :
Bánh dẫn :
dn1 = d1 + 2 h0 = 160 +2.4,2 = 168,4 mm
Bánh bị dẫn :dn2 = d2 + 2 h0 =500+2.4,2 = 508,4 mm
(Có t,e, h0
tra bảng 4.2 trang 63 với kí hiệu đai Ƃ)

VIII- TÍNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC.
-

-

-

Theo công thức 4.19 trang 63, ta có lực căng ban đầu :
F0 = 780PKd/(vCz) + Fv = 780.9,48.1,25/(24,34.0,93.2) + 105,45
=309,6 N
K d = 1,25
Trong đó: +/
Hệ số tải trọng động
+/ C = 0,93 :hệ số ảnh hưởng góc ôm
+/ Fv = qm.v2 = 0,178.24,342 = 105,45: Lực căng do lực ly
tâm
(vớiqm tra bảng 4.22 trang 64)
Lực tác dụng lên trục
Fr = 2 F0zsin( = 2.309,6.2.sin(153/2) =1204,18 N
Thông số
d1 , mm

Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn d2,mm
B, mm
Chiều rộng bánh đai
l , mm
Chiều dài đai
Số đai z
a, mm
Khoảng cách trục
Fr , N
Lực tác dụng lên trục
Vận tốc m/s

Đai thang
160
500
44
2500
2
1809
1204,18
24,34

13


PHẦN 3- TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC.
I-

Tính Toán Bộ Truyền Cấp Nhanh Bánh Răng Trụ Răng Nghiêng.
1. Thông số kỹ thuật.
T= Nmm
u = 3,6
2. Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.
- Ta chọn loại vật liệu của hai bánh răng như nhau thép C45

thường hóa (theo bảng 6.1 trang 90), Ta chọn:
+ Độ rắn bánh răng nhỏ đạt độ rắn HB 241..285HB ,
+ Độ rắn bánh răng lớn đạt độ rắn HB 192.. 240HB
3. Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] và ứng suất uốn cho

phép [σF ]:
Theo bảng 6.2 (sách 1) với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180..350

SH=1,1
SF=1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245, độ rắn bánh lớn HB2 là 230HB
+/ Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn, tra bảng 6.2 trang 94 :
Hlim1 = 2HB1 +70 = 2.245 + 70 =560 Mpa
Hlim2 = 2HB2 +70 = 2.23 + 70 =530 Mpa
Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.245 =441 Mpa
Flim2 = 1,8HB2 = 1,8.230 =414 Mpa
14


3.1 - Số chu kỳ làm việc cơ sở, công thức 6.5 trang 93 :

Theo công thức (6.5 trang 93), ta có :
N HO1 = 30.HB12,4 = 30.2452,4 = 1,6.107

chu kỳ
N HO 2 = 30.HB2 = 30.230 = 1,39.107
chu kỳ
6
NF01 =NF01 = NF0 = 4.10 chu kỳ : đối với tất cả các loại thép
(NF0 là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử bền uốn )
2,4

2,4

3.2 - Số chu kỳ làm việc tương đương.
- Số lần ăn khớp bánh răng trong 1 vòng quay c=1
- Tuổi thọ: Lh = 9.300.8.2 = 43200giờ.

Theo công thức (6.7 trang 93), ta có :
3
3
n
n 
 Ti 
 Ti  ti 

N HE1 = 60c.∑ 
÷ niti = 60cLh n∑ 
÷
i =1  Tmax 
i =1  Tmax  ∑ ti 


 T 3 24  0,6T 3 48 
= 60.1.43200.969.  ÷ . + 
÷. 
 T  72  T  72 
= 10,16.108(chu kỳ)
Theo công thức 6.8 trang 93, ta có :
N
10,16.108
N HE2 = HE1 =
=
u
3,6
2,82.108 chu kỳ
m
6

n
n 
 Ti 
 Ti  ti 

N FE1 = 60c.∑ 
÷ niti = 60cLh n∑ 
÷
T
T
t
i =1  max 
i =1  max  ∑ i 


 T  6 24  0,6T 6 48 
= 60.1.43200.969.  ÷ . + 
÷. 
 T  72  T  72 
F

= 9,15.108chu kỳ
NFE2 = = = 2,54.108 chu kì

15


3.3 – Hệ số tuổi thọ

Theo các công thức 6.3 và 6.4 trang 93, ta có :

K HL = m N HO / N HE
H

K FL = m N FO / N FE
F

Trong đó : mH, mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, mH
= 6, mF = 6, khi độ rắn mặt bánh răng 350 .
Theo chú ý ở trang 94, khi tính

K HL

và

K FL

theo các công thức (6.3) và (6.4)

N HO

cần chú ý rằng bắt đầu từ NF0 và
đường cong mỏi gần đúng là một
đường thẳng song song với trục hoành ,tức là trên khoảng này giới hạn
mỏitiếp xúc và giới hạn mỏi uốn không thay đổi. Vì vậy khi tính ra NHE> NHO

K HL

thì lấy NHE = NHO, do đó
= 1, tương tự ta có

Do NHE1>NHO1 ,NHE2> NHO2 ,NFE1> NFO1 ,NFE2> NFO2
 KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

K FL

= 1.

3.4 - Ứng suất tiếp xúc và Ứng suất uốn cho phép.

Theo các công thức , 6.1 va 6.2 trang 93, ta có :

[ σ H 1 ] = σ H l im1

K HL
1
= 560. = 509MPa
sH
1,1

[ σ H 2 ] = σ H lim2

K HL
1
= 530. = 481,8MPa
sH
1,1

[ σ F 1 ] = σ 0 F lim1

1.K FL

1.1
= 441.
= 252 MPa
sF
1,75

[ σ F 2 ] = σ 0 F lim2

1.K FL
1.1
= 414.
= 236,5MPa
sF
1,75

KFC= 1, hệ số xét đến ảnh hưởng đạt tải.

16


- Do bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền hở )nên ta tính toán theo độ bền mỏi

tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện
bền uốn.
- Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, theo công thức 6.12 trang 95,
nên ta có:
[ σ H ] = 0,5([ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] ) = 0,5.(509 + 481,8) = 495,4 MPa
- So sánh với điều kiện:

[ σ H ] min = [ σ H 2 ] = 481,8

MPa
Do đây là bánh răng trụ lên ta có điều kiện :
[ σ H ] = 495,4 ≤ 1, 25[ σ H ] min = 602,25MPa
Ứng suất quá tải cho phép theo các công thức 6.13 va 6.14 trang 95, 96 :
[ σ H ] max
σ ch 2
= 2,8
= 2,8.450=1260 MPa
[ σ F 1 ] max
σ ch1
= 0,8
= 0,8.580=464 Mpa
[ σ F 2 ] max
σ ch 2
= 0,8
= 0,8.450=360 MPa
4. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng.

Theo bảng 6.6 trang 97, ta chọn
- Theo công thức 6.16 trang 97, ta tính được
-

ψ ba

= 0,3

ψ bd = 0,53ψ ba (u + 1) = 0,53.0,3.(3,6 + 1) = 0.69
- Dựa vào

ψ bd

tra bảng 6.7 trang 98, ta xác định được hệ số tập trung tải
trọng : (sơ đồ 3)
K H β = 1,1; K F β = 1,2

5. Tính sơ bộ khoảng cách trục
- Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức:

aw ≥ ka (u + 1) 3

T1K H β

ψ ba [ σ H ] u
2

= 43.(3,6 + 1) 3

93430.1,1
= 144,23mm
0,3.495, 42.3,6

17


ka

Trong đó : : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại bánh
Răng
Bảng 6.5 tr.96 chọn ka= 43

T1 = 93430 : Nmm mômen xoắn trên trục bánh chủ động
[σH ]
= 495,4 MPa : ứng suất tiếp xúc cho phép
U = 3,6 : tỉ số truyền
aw = 150mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn
6. Xác định thông số bộ truyền
Theo công thức 6.17 trang 97, ta có :
m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) .150 = 1,5 ÷ 3 mm
Theo tiêu chuẩn của bảng 6.8 trang 99, ta chọn mn=2,5mm
7. Xác định số răng và góc nghiêng răng.
8o ≤ β ≤ 20o
- Từ điều kiện góc nghiêng răng:
- Theo công thức 6.31 trang 103, ta có :
-

2aw cos 20o
2aw cos8o
≤ z1 ≤
mn (u + 1)
mn (u + 1)
2.150.cos 20o
2.150.cos8o
≤ z1 ≤
2,5(3,6 + 1)
2,5(3,6 + 1)
⇒ 24,51 ≤ z1 ≤ 25,83
⇒
- Suy ra:

-

Chọn z1= 25 răng.

-

Số răng bánh bị dẫn
Ta chọn z2=90 răng

z2 = z1.u = 36.3,6 = 90

um =
-

Ta tính lại tỉ số truyền thực:

∆=
-

Sai số tương đối tỉ số truyền:
Góc nghiêng răng:

β = arccos

z2 90
=
= 3,6
z1 25

um − u
= 0% < 2%
u

mn ( z1 + z2 )
2,5.(25 + 90)
= arccos
= 16,59o
2aw
2.150

18


8. Tìm hệ số dịch chỉnh

Tính toán hệ số dịch tâm y và hệ số ky :
Theo công thức 6.22 trang 100, ta có :

y=

aw
150
− 0,5(z1 + z2 ) =
− 0,5(25 + 90) = 2,5
m
2,5

ky =

1000 y 1000.2,5
=
= 21,74
z1 + z2
25 + 90

Công thức 6.23 trang 100 :
Tra bảng 6.10a trang 101, ta được kx= 3,215
Suy ra hệ số giảm đỉnh răng y theo công thức 6.24 trang 100 :

(z1 + z2 )

y = kx .
/1000=3,215.(25+90)/1000=0.36
Theo bảng 6.9 trang 100,ta chọn x1= 0 ; x2 = 0
9. Xác định kích thước bộ truyền
Theo bảng 6.11 trang 104, ta có :
• Đường kính vòng chia
mz
2,5.25
d1 = n 1 =
= 65,21mm
cos β cos16,59o
mz
2,5.90
d2 = n 2 =
= 234,77 mm
cos β cos16,59o
Khoảng cách trục chia:
a = 0,5(d1+d2) = 0,5.(65,21 + 234,77) = 149,99 mm

• Đường kính vòng lăn :
•

d w1 =

2 aw
2.150
=
= 65,21mm
um + 1 3,6 + 1

d w 2 = d w1um = 65,21.3,6 = 234,78mm
•

Đường kính đỉnh răng :
d a1 = d1 + 2(1 + x1 − ∆y )mn = 65,21 + 2.(1 − 0,36)2,5 = 68,41mm
d a 2 = d 2 + 2(1 + x2 − ∆y ) mn = 234,77 + 2.(1 − 0,36)2,5 = 237,97 mm

•

Đường kính đáy răng
19


d f 1 = d1 − 2(2,5 − 2 x1 )mn = 65, 21 − 2(2,5 − 2.0).2,5 = 52,71mm
d f 2 = d 2 − 2(2,5 − 2 x2 ) mn = 234,77 − 2(2,5 + 2.0).2,5 = 222,27 mm
•

Bề rộng răng:

bw = awψ ba = 150.0,3 = 45mm

10. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
- Vận tốc vòng bánh răng:

v=

π d1n1 3,14.65,21.969
=
= 3,3m / s
60000
60000

Dưa vào bảng 6.13 trang 106, ta chọn cấp chính xác bộ truyền
là 9
11. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền.
• Lực vòng :
2T 2.93430
Ft1 = 1 =
= 2865,5 N
d w1
65,21
-

•

Lực hướng tâm :
F tgα
2865,5.tg 20
Fr1 = t1 nw =

= 1088, 26 N
cos β
cos16,59

•

Lực dọc trục

Fa1 = Ft1tg β = 2865,5.tg16,59 = 853,7 N

12. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
- Ứng suất tiếp xúc được tính bởi công thức 6.33 trang 105, ta có

:

σH =

zM zH zε
d w1

2T1K H (u + 1)
bwu

Trong đó :
zM = 274 MPa1/2
+/
:hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp (tra
bảng 6.5 bánh răng làm bằng thép)
+/ Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo công thức 6.34 tr.105 :

20


zH =

2cos βb
sin2α tw

βb = arctg (cos α t .tg β ) = arctg (cos 20,8.tg16,59) = 15,56o
 tg 20o 
 tgα nw 
α tw = α t = arctg 
= arctg 
= 20,8o
÷
o ÷
 cos β 
 cos16,59 
⇒ zH =

2cos15,56o
= 1,7
sin(2.20,8)

+/ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (công thức 6.37 tr.105) :
b .sinβ 45.sin16,59
εβ = w
=
= 1,64
mn .π

2,5.π
> 1 (ta dùng công thức 6.36c)

zε =

1
εα


 1 1 

1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2  + ÷ cos β = 1,88 − 3, 2  + ÷ cos16,59o = 1,64
 25 90  

 z1 z2  

1
= 0,78
1,64

⇒ zε =

+/ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc (công thức 6.39 tr.106):
K H = K H β .K Hv .K Hα = 1,03.1,02.1,14 = 1,19
Trong đó :
KHβ

-

-

-

=1,03 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng tra bảng 6.7
K Hα
= 1,14 :hệ số sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp (tra bảng 6.14 tr.107)
K Hv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong cùng ăn khớp,
tra bảng P2.3 phụ lục trang 250 với cấp chính xác 8 ,v = 3,3 ta
K Hv
được
= 1,02
21


=> σ H =

Do

zM z H zε
d w1

2T1K H (u + 1) 274.1,7.0,78 2.93430.1,19.(3,6 + 1)
=
= 442,72 MPa
bwu

65,21
45.3,6

σ H = 442,72 MPa < [ σ H ] = 495,4 MPa

, đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc

13. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43 va 6.44 trang 108, ta có :

σ F1 =
σF2 =

2T1 K F Yε Yβ YF 1 2.93430.1,55.0,6.0,88.3,9
=
= 81,29
(bw d w1m)
45.65,21.2,5

σ F 1.YF 2 81,29.3,6
=
= 75,04 MPa
YF 1
3,9
Yε =

Trong đó :

Yβ = 1 −

1
1
=
= 0,6
ε α 1,64

MPa

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

β°
16,59°
= 1−
= 0,88
140
140

YF1,YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2.
z1
25
zv1 =
=
= 28,40
3
3
cos β cos 16,59
z2
90
zv 2 =

=
= 102,24
3
3
cos β cos 16,59
Tra bảng 6.18 trang 109 với x1=0, x2 = 0, ta có YF1 = 3,9, YF2 = 3,6
KF : hệ số tải trọng khi tính bền uốn (theo công thức 6.45 tr.109) :

K F = K F β .K F α .K Fv

KFβ

= 1,08 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tinh về uốn, tra bảng P2.3 phụ lục trang 250.
22


KFα

= 1,39 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đông thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14

K Fv

: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn theo công thức 6.46 trang 109 ,ta có :

K Fv = 1 +

vF bw d w1

3,11.45.65,21
= 1+
= 1,03
2T1 K F β K Fα
2.93430.1,08.1,39

vF = δ F .g 0 .v.

aw
150
= 0,002.73.3,3.
= 3,11
u
3,6

KF=1,08.1,39.1,03=1,55
Ta có :

σF2

σ F1

= 81,29 MPa < [

σF2

σ F1

] = 252 MPa

= 75,04 MPa < [
] = 236.5 Mpa
 Đảm bảo điều kiện về độ bền uốn
14. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48 với Kqt=Tmax/T=1,67

[ σ H ] max

=442,72.572,12<
= 1256 MPa
Theo 6.49
Kqt=81,29.1,67=135,75 MPa <=464 MPa
Kqt=75,04.1,67=125,31 MPa <=360 MPa
II- Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chập Bánh Răng Trụ Răng Thẳng.
1. Thông số kỹ thuật.

T= 323067 Nmm
u = 2,77
n= 269 (vòng/phút)
2. Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.
- Ta chọn loại vật liệu của hai bánh răng dựa vào bang 6.1 tr.92
thép C45 thường hóa. Ta chọn:
23


+/ Độ rắn bánh răng nhỏ 245HB
+/ Độ rắn bánh răng lớn 230HB
3.Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] và ứng suất uốn cho
phép [σF ]:
+/ Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn, tra bảng 6.2 trang 94 :

Hlim1 = 2HB1 +70 = 2.245 + 70 =560 Mpa
Hlim2 = 2HB2 +70 = 2.230 + 70 =530 Mpa
Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.245 =441 Mpa
Flim2 = 1,8HB2 = 1,8.230 =414 Mpa
3.1- Số chu kỳ làm việc cơ sở, công thức 6.5 trang 93 :
Theo công thức (6.5 trang 93), ta có :
N HO1 = 30.HB12,4 = 30.2452,4 = 1,6.107

chu kỳ
N HO 2 = 30.HB2 = 30.230 = 1,39.107
chu kỳ
6
NF01 = NF01 = NF0 = 4.10 chu kỳ : đối với tất cả các loại thép
(NF0 là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử bền uốn )
2,4

2,4

3.2- Số chu kỳ làm việc tương đương.
- Số lần ăn khớp bánh răng trong 1 vòng quay c=1
- Tuổi thọ: Lh = 9.300.8.2 = 43200 giờ.

Theo công thức (6.7 trang 93), ta có :
3
3
n
n 
 Ti 
 Ti  ti 


N HE1 = 60c.∑ 
÷ niti = 60cLh n∑ 
÷
T
T
t
i =1  max 
i =1  max  ∑ i 


 T 3 24  0,6T 3 48 
= 60.1.43200.269.  ÷ . + 
÷. 
T
72
T



 72 

= 3,33.108(chu kỳ)
Theo công thức 6.8 trang 93, ta có :
N HE1 3,33.108
N HE2 =
=
=
u
3,6
9,25.107 chu kỳ

24


m
6
n 
 Ti 
 Ti  ti 

N FE1 = 60c.∑ 
÷ niti = 60cLh n∑ 
÷
T
T
t
i =1  max 
i =1  max  ∑ i 


n

F

 T  6 24  0,6T 6 48 
= 60.1.43200.269.  ÷ . + 
÷. 
 T  72  T  72 

= 2,54.108chu kỳ
NFE2 = = = 7,06.107 chu kì

3.3– Hệ số tuổi thọ
Theo các công thức 6.3 và 6.4 trang 93, ta có :

K HL = m N HO / N HE
H

K FL = m N FO / N FE
F

Trong đó : mH, mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, mH
= 6, mF = 6, khi độ rắn mặt bánh răng 350 .
Theo chú ý ở trang 94, khi tính

K HL

và

K FL

theo các công thức (6.3) và (6.4)

N HO

cần chú ý rằng bắt đầu từ NF0và
đường cong mỏi gần đúng là một
đường thẳng song song với trục hoành ,tức là trên khoảng này giới hạn mỏi
tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn không thay đổi. Vì vậy khi tính ra NHE> NHO thì

K HL

lấy NHE = NHO, do đó
= 1, tương tự ta có
Do NHE1>NHO1 ,NHE2> NHO2 ,NFE1> NFO1 ,NFE2> NFO2
15. KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

K FL

= 1.

3.4- Ứng suất tiếp xúc và Ứng suất uốn cho phép.
Theo các công thức , 6.1 va 6.2 trang 93, ta có :

25