Thiết kế hộp giảm tốc một cấp inbox để nhận bản vẽ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

LỜI MỞ ĐẦU


Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung không thể thiếu đối
với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến thức
cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khí thiết kế máy.
Trong quá trình học tập môn học Chi tiết máy, chúng em đã được làm
quen với các kiến thức cơ bản của các kết cấu máy, các tính năng cơ bản của các
chi tiết máy thường gặp. Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực
chất nhất quá trình học tập môn học chi tiết máy, chế tạo phôi, sức bền vật liệu,
dung sai…
Với đề tài được giao: “Thiết kế hộp giảm tốc một cấp” em thấy đây là đề
rất hay và gần gũi kiến thức và chuyên nghành của mình. Sau khi nhận được đề
tài này cùng với sự chỉ bảo tận tình của thầy giáo hướng dẫn và các thầy cô trong
khoa ,bạn bè và sự nỗ lực của bản thân em đã hoàn thành đề tài này. Tuy nhiên
trong quá trình làm việc mặc dù đã rất cố gắng nhưng do trình độ còn hạn chế và
ít kinh nghiệm nên không thể tránh khỏi những sai sót. Vì vậy em rất mong sẽ
nhận được những sự đóng góp ý kiến chỉ bảo tận tình, kịp thời của thầy cô và các
bạn để đề tài của em được hoàn thiện hơn.
Mọi ý kiến đóng góp của thầy,cô và các bạn là cơ sở để giúp em hoàn
thành tốt hơn đề tài này. Cuối cùng, em xin gửi lời cảm ơn chân thành nhất đến
thầy giáo TRẦN NGUYÊN QUYẾT người đã tận hướng dẫn, giúp đỡ em hoàn
thành đề tài này.
Em xin chân thành cảm ơn!


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN
..........................................................................................................................................................................

..........................................................................................................................................................................
..........................................................................................................................................................................
..........................................................................................................................................................................
..........................................................................................................................................................................
..........................................................................................................................................................................
..........................................................................................................................................................................
..........................................................................................................................................................................
..........................................................................................................................................................................
..........................................................................................................................................................................
..........................................................................................................................................................................
..........................................................................................................................................................................

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Ngày 25 tháng 04 năm 2012

Giảng viên


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

PHẦN THUYẾT MINH
PHẦN I: TÍNH TOÁN SỐ LIỆU BAN ĐẦU
I .Chọn động cơ :
1.Xác định công suất công tác
F .v
12500.0,48
Pct =
=
= 6,0 KW (2.8)
1000

1000
2.Xác định công suất yêu cầu :
Pct

Pyc = η .β
η : là hiệu suất truyền động
β : là hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng
+Hiệu suất: η = η 1 .η 2 .η 3 ...
⇒ η = η k.η2 ol .ηbr.ηđ.η ot
Trong đó η k : hiệu suất nối trục di động,
η ol : hiệu suất 1 cặp ổ lăn ( có 2 cặp ổ lăn)
η ot : hiệu suất một cặp ỗ trượt

η br : hiệu suất bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc,
ηx : hiệu suất bộ truyền ngoài ( bộ truyền đai thang )
Tra bảng 2.3 ta được:
η k : = 0,99

η ol : = 0,992

η br : = 0,97

ηđ: = 0,96 , ηot =0.98

⇒ η = 0,99.0,9922.0,97.0,96.0,98=0,889
+ Hệ số truyền đổi β :
k

i =1

12.

Pi

ti

∑( P ) .t

β=

1

2

ck

=

2

Ti

ti

∑ (T ) . t
i =1

1

2

ck

T
t
T
t
= ( 1 )2 . 1 + ( 2 )2 . 2 =
T1 tck
T1 tck

2,8
4,2
+ 0,72 2.
= 0,789
8
8

Do o< β <1 nên công suất yêu cầu Pyc được xác định bằng công thức:
P

6

ct
Pyc = η .β = 0,889 .0,789 = 6,849 kw


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
3.Chọn động cơ :
Số vòng quay trên trục công tác:

nlv =

Trong đó: D đường kính tang

60000.V
(vg / ph)
π .D

: D = 125 (mm)

v vận tốc băng tải (m/s) : v = 0,48 m/s
60000.V 60000.0,48
=
= 73,4(vg / ph)
π .D
3,14.125

nlv =

Ta có số vòng quay sơ bộ :

nsb = nlv . u t

u t = usbđ . usbh
usbh :tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc usbh=(3…4)
usbx :tỉ số truyền sợ bộ của đai thang usbđ =(2…5)
ut = 4 . 5 = 20
=> nsb = 73,4 . 20 = 1468 (vg/ph)
Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : Pđc ≥ Ptđ , nđc ≈ nsb , ≤

Từ đó Tra bảng P 1.3 tìm được kiểu động cơ 4A132S4Y3 Với các thông số
Kí hiệu

Công
suất(KW)

4A132S4Y3

Vận tốc

cosφ

η (%)

0,86

87,5

(vòng/phút)

7,5

1455

Kết luận động cơ 4A132S4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế.

II. Phân phối tỉ số truyền
n

đc

Tính tỉ số truyền của hệ : ut = n
lv

Ta có: nđc = 1455 (vg/ph) ; nlv = 73,4 (vg/ph)
ut =

n đc 1455
=
= 19,82
n lv
73,4

2,0


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Mặt khác ta có : ut = uh .un
Trong đó
un : là tỉ số truyền của bộ truyền ngoài (đai thang) chọn un =5
uh : là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng
u t 19,82
=
= 3,96
uh =
un
5
Vậy ta chọn ubr = uh = 3,96 ; uđai = un = 5

III. Xác định công suất , mô men số vòng quay sơ bộ các trục
1. Công suất trên các trục :

Pct = 6,0 kW
PII =

Pct
6,0
=
= 6,1( kW )
ηôl .ηkn 0,992.0,99

PI =

PII
6,1
=
= 6,34( kW )
ηôl .ηbr 0,992.0,97

Pđc = 7,5 kW
2. Số vòng quay trên trục :
Trục động cơ : nđc = 1455 (vòng/phút).
n

1455

Trục I

dc
: nI = u = 5 = 291 (vòng/phút).
đ

Trục II

I
: nII = u = 3,96 = 73,5 (vòng/phút).
br

n

291

Trục công tác : nct = nII = 73,5

(vòng/phút).

3. Tính mômen trên các trục :

Áp dụng công thức :

Pi
Ti=9,55.106. ni
P

ta có:
7,5

6
dc
Trục động cơ : Tđc = 9,55. 106. n = 9,55.10 . 1455 = 49226,8 (N.mm).
dc

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
P

6,34

6
6
I
: TI = 9,55.10 . n = 9,55.10 . 291 = 208065,3 (N.mm).

Trục I

I

P

6,1

6
6
II
: TII = 9,55. 10 . n = 9,55.10 . 73,5 = 792585,0 (N.mm)

Trục II

II

Trục công tác: Tct = 9,55. 106.

Pct
6,0
= 9,55.10 6.
= 779591,8 (N.mm).
n ct
73,5

Động cơ
P(kw)

7,5

u

I

II

6,34

6,1

5

n(vg/ph)

1455

T(Nmm)

49226,8

3,96

Công tác
6,0
1

291

73,5

73,5

208065,
3

792585,0

779591,8

PHẦN II:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
TÝnh to¸n bé truyÒn ngoµi hép( Bé truyÒn ®ai thang)

I.

1. Chọn tiết diện đai : Dùa vµo c«ng suÊt cÇn truyÒn Plv= 6,0 vµ sè vßng quay
cña b¸nh ®ai nhá n1d = ndc = 1455 (v/ph)
Chọn tiết diện đai A với cã th«ng số:
Ký

Kích thước tiết diện, mm

hiệu
A

bt

B

H

yo

11

13

8

2,8

81

100 ÷ 200

560 ÷ 4000


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

13

8

2,8

11

400

H×nh 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang
2. Tính toán sơ bộ đai
-Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 180mm
Kiểm tra vận tốc đai : v =

π .d1.n1 3,14.180.1455
=
= 13,7(m / s ) < vmax = 25(m / s)
60000
60000

=>Thoả mãn điều kiện.
-Chọn đường kính bánh đai lớn :
Theo (4.2) tài liệu [1] → ε = 0,02
d2 = 4,3 . d1 .(1 - ε) = 4,3.180(1 - 0,02) = 758,52(mm)
Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn : d2 = 850 mm

-

ut =

Vậy tỉ số truyền thực tế:
Sai số tỉ số truyền là: ∆u =
Thỏa mãn điều kiện

ut − u
u

d2
850
=
= 4,82
d1 (1 − ε ) 180(1 − 0,02)

.100% =

4,82 − 5
5

.100% = 3,6% < 4%


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
-Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai : Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1]
chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2:
Chọn a=d2=850mm
Kiểm tra điều kiện a: 566,5 = 0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2) = 2060
→ Thỏa mãn điều kiện
Theo (4.4) tài liệu [1]
Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:

( d 2 − d1 ) 2
4.a
(850 − 180) 2
= 2.850 + 0,5.π .(180 + 850) +
= 3449mm
4.850

l = 2.a + 0,5.π .(d1 + d 2 ) +

Theo bảng 4.13 tài liệu [1] → chiều dài tiêu chuẩn
l = 3550 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Theo (4.15) tài liệu [1] ghh
i=

v 13,7
=
= 3,86 < imax
l 3,55

với imax = 10 vòng/giây
-

Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 3550 mm
Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1]
2l − π (d 2 + d1 ) + [2l − π (d 2 + d1 )]2 − 8(d 2 − d1 ) 2
⇒a=
= 904,4(mm)
8

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ
α 1 = 180 o −

57 o
( d 2 − d1 )
a

α 1 = 180 o −

57 o
(850 − 180) = 137,77 o
904,4

→ α1 > αmin = 120o → thoả mãn điều kiện
2.3. Xác định số đai z:
Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1]
z=

P1.K d
[Po ] . Cα .Cl . .Cu .C z

Trong đó:
+ Cα : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1
Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] → Cα = 1-0,0025(180- α 1 ) = 0,89với α = 137,77o
+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
l 3550
=
= 2,08

l o 1700

Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1] → Cl = 1,15
+ Kđ : hệ số tải trọng tĩnh
Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] → Kđ = 1,0
+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] → Cu = 1,14 với u = 5


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
+ [Po] : công suất cho phép (kW)
Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] → [Po] = 2,47 kW
với v = 13,7 m/s và d1 = 180 mm
P1
6,1
=
= 2,4
[ Po ] 2,47

→

+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai
Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] → Cz = 0,95
Do đó

z=

6,1.1,0
= 1,04
2,47.0,89.1,14.0,95.1,55

→ lấy z = 2
2.4.Chiều rộng của bánh đai
B = (z - 1) . t + 2e
Với

z = 2, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1]

→

B = (2 - 1) . 15 + 2 . 10 =35 (mm)

• Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 4.2)
da = d1 + 2ho = 180 + 2 . 4,2 = 171,6 (mm)
Xét lực căng bánh đai
+ Xác định lực vũng
Theo (4.20) trang 64 tài liệu [1]
Fv = qm . v2 =0,105. 13,72=19,7 N
+ qm: khối lượng 1 m chiều dài đai


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]

qm = 0,105 kg/m

+ v: vận tốc vòng = 13,7 (m/s)
+ P1: công suất trên bánh đai chủ động
Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]
Fo =

780.P1.K d
+ Fv
v.Cα .z

Fo =

780.6,1.1,0
+ 19,7 = 214,8( N )
13,7.0,89.2

Lực tác dụng lên trục
Fr = 2Fo . z . sin(α1/2) = 2.214,8.2.sin(137,77 /2)
→

Fr = 801,5 (N)

a w1

d2
F1

n2
60

1

d1
F1
O1

F2

60

n1

O2

Fr

2

1
F2

2

Hình 2.3 – Sơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

B
t

d

da

h

ho

Hình dáng mặt cắt đai
Bảng thống kê
Thông số

Ký hiệu

Đai thang

Đường kính bánh đai nhỏ

d1, mm

180

Đường kính bánh đai lớn

d2, mm

850

Chiều rộng bánh đai

B, mm

35

Chiều dài đai

l, mm

3550

Số đai

z

Lực tác dụng lên trục

F R, N

2
801,5


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
II .THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1.Chọn vật liệu:
Do hộp giảm tốc bánh răng côn với đặc tính làm việc va đập vừa ,chịu công
suất nhỏ nên chọn vật liệu nhóm I (HB≤ 350) đồng thời để tăng khả năng chạy
mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh
răng nhỏ (có thể thường hóa hoặc tôi cải thiện) từ 10 ÷15 đơn vị:
H1 ≥ H 2 + (10 ÷ 15) HB

Chọn bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285, có:
σ b1 =850 MPa ; σ ch1 =580 Mpa ;
bánh lớn :thép 45 tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 192…240, có:

σ b2 =750 Mpa
; σ ch2 =450 Mpa;
2. Xác định ứng suất cho phép :
+ ứng suất tiếp xúc cho phép :

[σ H ] = (σ H° lim

+ứng suất uốn cho phép :

S H ) Z R Z V K xH K HL

[σ F ] = (σ F° lim

;

)

S F YR YS K xF K FC K FL ;

Tính sơ bộ chọn :
ZRZVKxH = 1

⇒ [σ H ] = σ H° lim K HL S H ;

YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều) ⇒ [σ F ] = σ F° lim .K FL S F ;
+ Dựa vào bảng (6.2) tttk hdđ cơ khí tập 1 ,với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề
mặt 180 . . 350 HB ,ta chọn độ rắn bề mặt :
Bánh nhỏ

HB1 =250;

Bánh lớn

HB2 = 240

⇒ σoHlim1 = 2.HB 1+ 70 = 2.250+70=570 Mpa
σoFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8 . 250=450 Mpa
⇒ σoHlim2 = 2.HB2 + 70 = 2.240 +70=550 Mpa
σoFlim2 = 1,8 . HB2 = 1,8 . 240=432 Mpa
+ KHL, KFL : là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức :
KHL= m N HO N HE
H

KFL=
Với :

mf

N FO N FE


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
mH ;mF : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ,do HB ≤ 350
→ mH = 6, mF =6.
NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
2, 4
N HO = 30.H HB

N HO1 = 30.250 2, 4 = 1,71.10 7.
N HO2 = 30.230 2, 4 = 1,39.10 7.

NFO : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106 ;
NHE ;NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :

N HE = 60.c.ni . ∑ t i . ∑( Ti / T1 ) .t i / t CK

(6.7)

N FE = 60.c.(ni / ui ). ∑ t i . ∑( Ti / T1 ) F .t i / t ck

(6.8)

3

m

Trong đó:
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế
độ i của bánh răng đang xét.
Ta có:
NHE1= 60.1.360,15. 17000. (13.3,5/8 + 0,73 .3,8/8) = 22.107
NHE2= 60.1.120,05. 17000. (13.3,5/8 + 0,73 .3,8/8) = 7,3.107
⇒ NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1
NFE1 = 60. 1. 120,5.17000.(16.3,5/8 + 0,76.3,8/8) = 60,6.106
NFE2 = 60. 1. 30,013.17000.(16.3,5/8 + 0,76.3,8/8) = 14,94.106
⇒ NFE1 > NFO => KFL1 = 1
( vì NFO=4.106 đối với tất cả các loại thép)
NFE2 > NFO => KFL2 = 1

+SH ;SF : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng (6.2) ,ta có :
SH =1,1.
SF =1,75.
Thay vào ta được :
+ [σ H ] = σ Ho lim K HL S H ;
570.1

⇒ [σH]1 = 1,1 = 518,181MPa ;
550.1

[σH]2= 1,1 = 500MPa
+ [σ F ] = σ Fo lim .K FL S F ;
450.1

⇒ [σF]1 = 1, 75 = 257,143MPa ;


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
432.1

[σF]2= 1, 75 = 246,857 MPa ;
+ ứng suất quá tải cho phép :
[σH]max=2,8. σch

(6.13)

⇒ [σH]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ;
[σH]max2=2,8.450 = 1260 Mpa ;
[σF]max= 0,8.σch

(6.14)

⇒ [σF]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ;
[σF]max2=0,8.450 = 360 Mpa ;
3. Xác định các thông số bộ truyền:
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh côn răng thẳng nên :
[σH] = min ([σH]1 , [σH]2) = 500 MPa
2

Bánh răng côn nhỏ: Re1 = K R u br + 1.3

T1 K Hβ

(1 − K be ) K be .u.[σ H ] 2

K R : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Do thiết kế bánh răng

côn răng thẳng, vật liệu bằng thép nên ta có:
K R = 0,5 K d ; K d = 100MPa1 / 3 ⇒ K R = 0,5.100 = 50 MPa 1 / 3
K Hβ

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Đối
với bánh răng côn, tra bảng 6.21 ta có:
K be là hệ số chiều rộng vành răng:
b

Chọn : K be = R = 0,25 (do ubr =3,96>3)
e
K be .ubr
0,25.4

=
= 0,57
2 − K be 2 − 0,25

=> KHβ = 1,18
T1 : mô men xoắn trên trục bánh chủ động: TI = 208065,3 Nm
208065,3.1,18
Re1 = 50. 3,96 2 + 1.3
= 222,6[mm].
(1 − 0,25).0,25.3,96.500 2

đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động là:
d e1 =

2.Re
u 2 br + 1

= 109mm


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
4. Xác định các thông số ăn khớp:
4.1- Xác định số răng bánh chủ động z1 :
Với : de1 = 109 mm tra bảng 6.22 ta có:
Z1p = 17 => z1= 1,6. Z1p=1,6. 17= 27,2 Lấy tròn: z1 = 27 .
4.2- Xác định đường kính trung bình và mô đun trung bình:
đường kính trung bình:
dm1=( 1- 0,5Kbe) de1 = ( 1- 0,5. 0,25 ) . 109 = 95,38 mm
mô đun trung bình:
mtm =

d m1 95,38
=
= 3,532
z1
27

4.3- Xác định môđun:
mte =

mtm
3,532
=
= 4,04mm
1 − 0,5K be 1 − 0,5.0,25

Tra bảng (6.8) lấy giá trị mte tiêu chuẩn: mte =4
mtm = mte (1- 0,5Kbe) = 4( 1- 0,5.0,25)= 3,5 mm
Suy ra z1 = 27
4.4- Xác định số răng bánh và góc côn chia:
z2 = u.z1 = 3,96.27=108
Các góc côn chia: δ1= arctg z1/ z2= 14,04o => δ2= 90o- 14,04o = 75,96o
Dựa vào bảng (6.20) tttk hdđ cơ khí tập 1 ; chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng :
x1 =0,42; x2 =- 0,42 ;
- Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 = z1.mtm= 27.3,5=94,5 mm
- Đường kính trung bình của bánh lớn: dm2 = z1.mtm= 108.3,5=378 mm
-Đường kính chia ngoài bánh côn 2: de2= mte. z2= 4.108= 432 mm
-Chiều dài côn ngoài : Re = 0,5.mte . z12 + z22 = 222mm
-Chiều cao răng ngoài: he = 2.hte mte + c

Với hte = cosβm =cos30 ; c= 0,2. mte =0,2.4=0,8
0
Vậy: he = 2.hte mte + c = 2. cos 30 .4 + 0,8 = 7,73mm


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
-Chiều cao đầu răng ngoài:
hae1 = (hte + xn1. cosβ1 )mte

,

theo bảng(6.20) ta có: xn1=0.33
0

Nên: hae1= ( cos30 + 0.33.cos30 ).4 = 4,61 mm
hae2 = 2.hte.mte – hae1= 2.cos30 .4 – 4,61 = 2,32 mm
-Chiều cao chân răng ngoài:
hfe1 = he – hae1 = 7,73 – 4,61 = 3,12 mm
hfe2 = he – hae2 = 7,73 – 2,32 = 5,41 mm
-Đường kính đỉnh răng ngoài:
0

dae1 = de1 + 2.hae1.cos δ1 = 4. 27 + 2.4,61.cos14,04 = 117 mm
0

dae2 = de2 + 2.hae2.cosδ2 = 4.108 + 2. 2,32.cos 75,96 = 486 mm
5.Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất uốn được tính:
σ H = Z M Z H Zε

2T1 K H u 2 + 1
≤ [σ H ]
0,85bd m21u

: hệ số kể đến cơ tính vật liệu các bánh răng khi ăn khớp.
Tra bảng 6.5 ta có: Z M = 274MPa1 / 3
ZH
: hế số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6.12 với dịch hỉnh đối
xứng xt = x1 + x2 = 0; β = 0 ta có Z H = 1,76
ZM

Zε

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Zε =

4 − εα
; ε α là hệ số trùng khớp ngang
3
1

+

1

εα = [1,88-3,2.( z1 z 2 )] =1,73
Zε= 0,757
K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H = K Hβ K Hα K Hv

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
K Hβ

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra
bảng 6.21 ta có: K H β = 1,18 .
K Hα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng không đồng
thời ăn khớp. Đối với bánh răng côn thẳng K Hα = 1 .
K Hv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

KHV = 1 +

Ta có:
Với

v=

v H .b.d m1
2.T .K Hβ .K Hα

π .n1.d m1
= 7,26 (m/s)
60000

v = 7,26 (m/s) Tra bảng 6.13 ta dùng cấp chính xác 7.

Tra bảng 6.15 ta có δH = 0,006

vH = δ H g 0 v

Theo bảng 6.16 ta có g0 = 61

d m1.(u + 1)
u

b là chiều rộng vành răng: b = Kbe.Re =0,25. 222=55,5 mmm
chọn b= 56 m

vH = δ H g 0 v

108.(3,96 + 1)
d m1.(u + 1)
=0,006. 61.2,04.
=8,675
3,96
u

KHV = 1,11 => kH= 1,31
Suy ra σ H = Z M Z H Z ε

2T1 K H u 2 + 1
= 425,96MPa
0,85bd m21u

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H ] = [σ H' ]Z v Z R K xH

υ < 5ms => Zv = 1
Z R : hệ số kể đến độ nhám của mặt răng làm việc: Z R = 1
d a < 700mm ⇒ K xH = 1

[σH] = 433,6.1.1.1= 433,6 MPa
Như vậy σH = 425,96 MPa < [σH] = 433,6 MPa. nhưng chênh lệch không
nhiều,do dó có thể tăng chiều rộng của vành răng : b=56
Bánh răng làm việc đủ bền.


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh côn răng thẳng nên :

[σ F ] = min( [σ F ]1 , [σ F ] 2 ) = 236,5MPa

σ F1 =
σ F2 =

2T1 K F Yε Yβ YF 1
0,85.bmnm d m1

≤ [σ F 1 ]

σ F 1YF 2
≤ [σ F 2 ]
YF 1

T1= 208065,3 mômen xoắn trên trục chủ động
mtm =3,5 môdun pháp trung bình
b = 56 mm chiều rộng vành răng
dm1= 108 đường kính trung bình bánh chủ động
Yβ=1 hê số hể dến độ nghiêng của bánh răng thẳng

εα =1,73 → Yε =1/εα =0,578
YF1 : hệ số dạng răng tra bảng 6.18: YF1 =3,44 YF2=3,53 vì x1=0,42
KF hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ .KFα .KFv
K Fβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
thử về uốn. Tra bảng 6.21 : K F β = 1,35
K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng không đồng
thời ăn khớp khi thử về uốn. Đối với bánh côn răng thẳng K Fα = 1, 27 .
K Fv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp .
vF .b.d m1
KFv = 1+
2.T1.K Fβ K Fa

d m1 (u + 1)
u
δF = 0,016 ; g0 = 61 ; v = 2,04 m/s
=>vF= 23,134 , KFv = 1,196 =>KF = 2,05
vF = δF.g0.v .

1

= 0,578
ε α = 1,73 ⇒ Yε =
εα
F1

F1

F2

F2

=>σ = 142,66 < [σ ] σ = 146,39 < [σ ]
Vậy hệ thỏa mãn điều kiện bền tiếp uốn


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
7Kiểm nghiệm về quá tải:
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại và
ứng suất uốn cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc:

σHmax = σH.

σHmax = 425,96 .

K

qt

≤ [σH]max ; Với Kqt = =2,3

2,3 = 646 ≤ [σH]max = 1624 MPa.

- Ứng suất uốn : σF1max = σF1.Kqt = 142,66 . 2,3 = 328,12 ≤ [σF1]max = 464 MPa.
σF2max = σF2.Kqt = 146,39 . 2,3 = 336,7 ≤ [σF2]max = 360 MPa.
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện quá tải.
8 Các thông số hình học và kích thước bộ truyền bánh răng côn:


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Thông số

Kí hiệu

Kết quả

Chiều dài côn ngoài:

R

Môđun vòng ngoài:

m

4 mm

Chiều rộng vành răng:

b

56 mm

Góc nghiêng của răng:

β

0

Số răng:

z

z1 =27 , z2=108

Hệ số dịch chỉnh:

x

x1= 0,42

Đường kính chia ngoài:

d

Góc côn chia:

δ

Chiều cao răng ngoài:

h

e

he =7,73 mm

Chiều cao đầu răng ngoài:

h

ae

hae1 =4,61 mm hae2 =2,32 mm

Chiều cao chân răng ngoài:

h

Đường kính đỉnh răng ngoài:

d

e

222 mm

te

e

de1 =108 de2= 432( mm)
δ1= 14,04o , δ2= 75,96o

fe

ae

hfe1 =3,12 mm hfe2 =5,41 mm
dae1 =117 mm dae2 =486 mm

9.Trị số các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục :
Do bộ truyền bánh răng côn gây ra :
2T1

* Ft1 = Ft2 = d =
m1

x2= -0,42

2.208065,3
= 3853,1 N
108

* Fr1 = Fa2 = Ft1 tgα cosδ1= 2160,99N
* Fa1 = Fr2 = Ft1 tgα sinδ1= 540,4 N


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
III. THIẾT KẾ TRỤC
1. Thiết kế trục
1.1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có σb = 600 MPa,
Chọn ứng suất xoắn cho phép :
- Trục 1 [τ] = 15 MPa
- Trục 2 [τ] = 25Mpa
1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục.
Theo công thức 10.9 tính sơ bộ đường kính trục thứ k :
dk = 3

Tk

(mm)
0,2[τ ]

với k = 1, 2

- Trục I : T1 =208065,3 N.mm ⇒ d1 = 3

T1
208065,3
=3
= 41,1mm
0,2.[τ ]
0,2.15

chọn d1= 30mm

- Trục II : T2 = 792585,0 N.mm ⇒ d1 = 3

T2
792585,0
=3
= 54,1mm
0,2.[τ ]
0,2.25

chọn d2= 35mm

1.3 Chọn khớp nối
Mô men xoắn cần truyền: T = T2 = 792585,0 Nmm
Mômen tính Tt = k.T = 1,3. 792,585 = 1030,4 Nm

Với k : hệ số chế độ làm việc_k =1,2…1,5 ; chọn k = 1,3 (tra bảng 16.1)
- Chọn nối trục :
Để truyền momen từ trục 2 sang trục làm việc ta dùng nối trục đàn hồi, nối trục
được lắp trên trục có momen xoắn T2 = 792585,0 Nmm. Dựa vào bảng16-10a
trang 68 quyển 2 ta chọn được khớp nối.
Các thông số về kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
T,Nm

D

D

792,58

35 21

dm

L

L

95

175 11

d1

Do

Z

n max

B

B1

l1

D1

l2

90

16

8

285

6

42

40

36

40


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
0

0

0

0

Các kích thước cơ bản của vòng đàn hồi :
d1
D2
T,Nm d c
L

l1

l2

l3

h

792,58 18

42

20

36

2

M12

25

80

 Chọn vật liệu:
Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi
bằng caosu.
Ứng suất dập cho phép của vòng caosu: [σ]d = 2..4 (N/mm2)
Ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u = 60..80(N/mm2)
 Kiểm nghiệm về độ bền :
+Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi (vòng caosu):
σd =

2kT
≤ [σ d ]
Z .D0 .d cl3

⇒σ d =

2.1,3.762585,0
= 2,5 N/mm2< [ σ d ] =(2…4) N/mm2
8.160.18.36

Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập
σu =

+Điều kiện sức bền của chốt :

k .T .l 0
≤ [σ u ]
0,1d c3 .D0 .Z

l0= l1+l2/2=42+10=52
suy ra σ u =

1,3.792585,0.52
= 71,8 N/mm2 ≤ [σ u ]
0,1.183.160.8

Vậy chốt đủ điều kiện làm việc;
Tải trọng phụ tại khớp:
Với T2 = 792585,0 mm , d = 35mm D0 = 160 mm
Suy ra lực vòng trên khớp nối:

FtKN =

2T2 2.792585,0
=
= 9907,3 N
D0
160

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Vậy tải trọng phụ tại khớp nối FrKN = ( 0,1 ÷0,3 ) FtKN = 0,1.9907,3 = 990,7 N
1.4 Xác định khoảng cách giữa các gối và các điểm đặt lực :
Trục I:
• d1= 30 mm ta chọn chiều rộng ở lăn b0=23 mm
• khoảng công xôn :l12 = -lc12 = -[0,5(lm12 +bo) +k3 +hn ]
Ta có:
* lm12 =l m13 = (1,2...1,4).d1 = (48...56) mm ;
Chọn lm12 =l m13 = 50 mm
* k3=15mm – khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đến nắp ổ (bảng10.3 ) ;
* hn=20mm (bảng 10.3 ) - chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
⇒

l12 = -lc12 = -[0,5(50+23)+15+20]=-72 mm

l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 +0,5 (b0 –b13cos δ1)
* l11=(2,5...3)40 =110 mm , b13 =kbe. Re= 50 mm
* lm13=50 – chiều dài moay ơ bánh răng côn
* k1=10mm – khoảng cách từ mặt mút đến của bánh răng côn đến thành trong
của hộp
* k2=8mm – khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp
⇒

l13 = 110+10+8+50+0,5(23-50.cos14,040) = 165 mm
Y

Fy10
0

2

Ft1

Fa1

Fx10

1

Fr1
3

Fx12
X

Fy12
l12

Fx11
l11
l13

+Trong mặt phẳng thẳng dứng (yoz).
Phương trình cân bằng moment uốn tại gối đỡ 0

Fy11


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

∑Mx/o= Fy12 . l12 – Fy11 .l11 - Fr1 .l13 + 0,5Fa1 .dm1 = 0


Fy11=

− Fr1.l13 + 0,5.Fa1.d m1 + Fy12 .l12
l11

= -2622,9 N

Hợp lực theo phương OY tai 0
∑Fy/o = -Fy12 + Fy10 - Fy11 - Fr1 =0
 Fy10 = 104,83 N
+ Trong mặt phẳng nằm ngang (xoz)
Phương trình cân bằng momen tại 0
∑My/0= - Fx11.l11 + Ft1.l13 + Fx12.l12 = 0
 Fx11 = 6150,61 N
Hợp lực theo phương OX tại 0
∑Fx/0 = Fx12 – Fx10 + Fx11 – Ft1 = 0
 Fx10 = 2864,26 N
Tổng kết: Fx10 = 2864,26 N , Fy10 = 6587,74 N
Fx11 = 6150,61 N ,

Fy11 = 3860 N

+ Momen uốn tổng và momen tương đương, đường kính các đoạn truc:
Với d1 = 40 mm tra bảng 10.5 trang 195. Chọn [σ] = 50 Mpa
Tại tiết diện 0 – 0
Mx10 = 0 Nmm