bánh răng côn thẳng xích 1 thiết kế hộp giảm tốc một cấp inbox để nhận bản vẽ

Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
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 NGUYỄN VĂN TUÂN người đã tận hướng dẫn, giúp đỡ em hoàn
thành đề tài này.
Em xin chân thành cảm ơn!

GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

1


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
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

GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

2


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

PHẦN THUYẾT MINH
PHẦN I: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG
I .CHỌN ĐỘNG CƠ
Công suất làm việc :
FV
13500.0,55
Pct =
=
= 7,425 KW (2.8)
1000
1000
Từ đó ta có công suất cần thiết trên trục động cơ :
Pct

Ptd = 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.ηx.η ot

Trong đó η k: hiệu suất nối trục di động,
η ol : hiệu suất 1 cặp ổ lăn ( do có 3 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 xích
Tra bảng 2.3 ta được:
η k : = 0,99

η ol : = 0,992

η br : = 0,97

ηx: = 0,96 , ηot =0.98

⇒ η = 0,99.0,9922.0.97.0.96.0.98=0.889
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

3


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

+ Hệ số truyền đổi β :
k

P t
( i )2. i =
∑
tck
i =1 P1

β=
12.

2

Ti

ti

∑ (T ) . t
i =1

1

2

ck

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

3,5
3,8
+ 0,7 2.
= 0,82
8
8

Do o< β <1
⇒ Công

suất tương đương Ptđ được xác định bằng công thức:
P

7,425

ct
Ptđ= η .β = 0,889 .0,82 = 6,849 kw
Tính số vòng quay:

Số vòng quay trên trục công tác:
nlv =

60000.V
(vg / ph)
π .D

Trong đó: D đường kính tang D= 87,5 (mm)
v vận tốc băng tải (m/s) v=0,55 m/s
nlv =

60000.V
(vg / ph)
π .D

nlv =

60000.0,55
= 120,1(vg / ph)
3,14.87,5

Ta có số vòng quay sơ bộ :
Nsb = nlv . u c
U c = U sbx. U sbh
U sbh :tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc U sbh=(2 . . 5)
U sbx :tỉ số truyền sợ bộ của xích

U sbx =(2 . . . 5)

Uc = 3.3 =9
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

4


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

=> nsb =120,1.9 = 1080,9 vg/ph

Chọn động cơ:
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

7,5

Vận tốc

cosφ

η (%)

0,86

87,5

(vòng/phút)
1455

2,0

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

II.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tính tỷ số truyền của hệ
uc =

n dc
n lv

Như trên ta có: nđc = 1455 vg/ph nlv = 120,1 vg/ph
n đc
uc =
= 12,11
n lv
Chọn uhộp = 3
uc
uhộp =

ux
 Ux = 4,04

 Xác định công suất , mô men số vòng quay sơ bộ các trục
Pcông tác =7,425 kw
PII = Pct/ηk. Ηol = 7,425/0,99.0,992 = 7,56 kw
PI

=

PII/ ηol.ηbx = 7,56/0,97.0,992

GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

= 7,857 kw
5


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ
Pđc = PI/ηx

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

= 7,857/0,96

= 8,18 kw

Số vòng quay trên trục động cơ là: ndc = 1455 (vòng/phút).
ndc

Số vòng quay trục I :

n1= u =1455/ 4,04 = 360,15 (vòng/phút).

Số vòng quay trục II:

n2 = u =

x

n1

h

n2

*

360,15
= 120,05 (vòng/phút).
3
120,05

n ct = u x = 4,04 = 29,72 (vòng/phút).
Pi
Ti=9,55.106. ni ta có:

Áp dụng công thức :

Mô men xoắn trên trục động cơ :
P

7,5

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

Mô men xoắn trên trục I:
P

7,857

6
6
1
T1= 9,55.10 . n = 9,55.10 . 360,15 = 208341,9 (N.mm).
1

Mô men xoắn trên trục II:
P

7,56

6
6

2
T2 = 9,55. 10 . n = 9,55.10 . 120,05 = 601399,4 (N.mm)
2

Mô men xoắn trên trục công tác:
Tct = 9,55. 106.

Pct
7,425
= 9,55.10 6.
= 2385893,34 (N.mm).
n ct
29,72

Động cơ
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

I

II

Công tác
6


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ
P(kw)

7,5

TS
truyền

3

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

7,857

7,56

7,425

4,04

n(vg/ph)

1455

360,15

T(Nmm)

49226,8

208341,9

3
120,05
601399,4

29,72
2385893,34

PHẦN II:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I.TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH:
1.Chọn xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là
xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền
mòn cao.
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19

(2.17)

Với uxích = 4,04 ⇒ z1 = 29 – 2.4,04 = 20,92
uxích = 4,04 thỏa mãn
Chọn uxích = 4

suy ra z1 =21 răng

Tính số răng đĩa xích lớn:
z2 = uxích. z1 ≤ zmax

(2.18)

Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 4.21= 84 (răng)
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

7


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

b. Xác định bước xích p
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm
bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:
Pt = P. k. kz. kn ≤ [P]
Trong đó:

(2.19)

Pt - Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 =800 vòng/phút,
z 01

kz - Hệ số răng ; kz = z = 25 / 21 = 1,19
1

kn - Hệ số vòng quay; kn = n01/ n1 = 1,1
Hệ số k được xác định theo công thức:
k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc

(2.20)

Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với:
k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường
nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 50o <60o);
ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài
xích;
với a = (30…40)p, ta có: ka = 1;
kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với
trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25;
kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi
trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

8


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va
đập), ta chọn: kđ = 1,3;

kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số
ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25;
tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,3. 1,25 = 2,641
tính được: Pt = 7,56.2,641.1,19.1,1= 26,135(KW)
Theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1] HDĐCK n01 =800 vòng/phút chọn bộ truyền
xích 1 dẫy p =25,4
điều kiện Pt < [P] =30,7 được thỏa mãn.
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
asb = 40p = 40.25,4 = 1016(mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
2a

x= p +

z1 + z 2
(z − z )2. p
+ 2 21
2
4π a

(2.21)

⇒ x = 135,02
Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 136, tính lại khoảng cách trục theo công thức:


 X c − 0,5( Z 2 + Z 1 ) +
0
,
25

.
p
a=


*

[ X c − 0,5( Z1 + Z 2 ) ]

2

 Z − Z1 
− 2. 2

 π


2






2
2

21 + 84 

 84 − 21  

a = 0,25.25,4.136 − 0,5.( 21 + 84 ) + 136 −
− 2.
  = 1028,89 (mm)
2 

 π  

*

Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một
lượng:
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

9


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

∆a = 0,003.1028,89 = 3,087
⇒ aw2 = 1025,8
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i=

Z1 .n2 21.120,05
=

= 1,236 < imax=30 (bảng 5.9).
15. X
15.136

Suy ra sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích
đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích.

c. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả
trọng va đập
trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an
toàn:
Q

s = k .F + F + F ≥ [s]
d
t
0
v
Trong đó:

(2.24)

Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta có:
Q =56,7kN = 56700 N;
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - tài liệu [1]

, ta có:

q = 2,6 kg;

kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - tài liệu [1], với

trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn kđ = 1
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

10


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ
v=

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

Z 1 Pn2
= 21.25,4.120,05/60000 = 1,067 m/s
60000

Ft - Lực vòng trên đĩa xích:
Ft =1000P/v = 1000.7,56/1,067 = 7085,3 N
Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2
⇒

(2.27)

Fv = 2,6. (1,067)2 = 2,96 (N)

F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q. a

(2.28)

kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40o so với
phương nằm ngang;
⇒

F0 = 9,81. 2. 2,6. 1,0258 = 52,33 (N)
56700
s=
= 7,94
1
.
7085
,
3
+
52
,
33
+
2
,
96
Từ đó, ta tính được:

⇒ S >[S] = 11,7 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

d. Xác định đường kính đĩa xích
Theo công thức 5. 17- tr86- tài liệu [1] và bảng 14 -4b - tr20 - tài liệu [2], ta xác
định được các thông số sau:
• Đường kính vòng chia d1 và d2:

GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

11


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ
d1 =

d2 =

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

25,4
= 170,42
180
sin(
)
21

25,4
= 679,3

180
sin(
)
84

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =25,4.[ 0,5 + cotg(180/21)] = 181,22 mm
da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/84)] = 691,53 mm
Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 mm
( Với dl = 15,88 mm tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
df1 = d1- 2r = 170,42 – 2.8,03 = 154,36 (mm)
df2 = d2- 2r = 679,3 - 2.8,03 = 663,24 (mm)

∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
σH = 0,47.

k r ( Ft K d + Fvd ).E
≤ [σH]
A.k d

(2.30)

Trong đó: [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - tài liệu [1];
Chọn thép 20 tôi co [σH] = 980 MPa
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 7085,3 (N)
Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:

Fvd = 13.10-7.n2.p3.m = 13.10-7.120,05.25,43.1 = 2,56 N

Hệ số tải trọng động : Kđ=1,0 (bảng 5.6)
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

12


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

kđ=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =21 )
Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống con
lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa
5

⇒ σ H 1 = 0,47 0,48.(7085,3.1,0 + 2,56). 2,1.10 = 936,37 MPa
180.1

⇒ σH1 <[σH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .

Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh
hưởng của số răng đến đĩa xích Kr=0,22 (vì Z2 =84) Ta có:
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

aw2

d2

F1
d1

n1
O1

n2
15°
15°

Frx

1
F2
2

x

Hình 3.1 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc

GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

13


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI

Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

df
d
da

b

Hình 3.2 – Hình vẽ mặt cắt bánh xích
Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích

Các đại lượng
Khoảng cách trục

Thông số
aw2 = 1025,8 mm

Số răng đĩa chủ động

z1 = 21

Số răng đĩa bị động

z2 =48

Tỷ số truyền

uxích = 4

Số mắt của dây xích

x = 136

Đường kính vòng chia của đĩa xích

Chủ động: d1 =170,42 mm
Bị động: d2 = 679,9 mm

Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích

Chủ động: da1 = 181,22 mm
Bị động: da2 = 691,53 mm

Đường kính vòng chân răng của đĩa xích
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

Chủ động: df1 = 154,36mm
14


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy
Bị động: df2 = 663,24 mm

Lực tác dụng nên trục
Fr =kx.Ft =1,15.7085,3 = 8148,1
(kx

=1,15 do α =30o <60o bộ truyền nằm ngang)

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
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

15

Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

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=

mf

N FO N FE

Với :
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.
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

16


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

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 ;
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
Bánh răng côn nhỏ:
2

Re1 = K R ubr + 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 =4>3)
e
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

17


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

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: T1 =TI = 208341,9 Nm


Re1 = 50. 4 2 + 1.3

208341,9.1,18
= 218,9[mm].
(1 − 0,25).0,25.4.500 2

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

2.Re
u 2 br + 1

= 106mm

4. Xác định các thông số ăn khớp:
4.1- Xác định số răng bánh chủ động z1 :
Với : de1 = 106 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 ) . 106 = 92,75 mm

mô đun trung bình:
mtm =

d m1 92,75
=
= 3,435
z1
27

4.3- Xác định môđun:

mte =

mtm
3,435
=
= 3,9mm
1 − 0,5 K 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 = mte.z1 = 4.27=108
Các góc côn chia: δ1= arctg z1/ z2= 14,04o => δ2= 90o- 14,04o = 75,96o
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

18


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

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.m1= 27.4=108

-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

-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 = 99,1 mm
0

dae2 = de2 – 2.hae2.cosδ2 = 4.108 – 2. 2,32.cos 75,96 = 430,9 mm
5.Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất uốn được tính:
σ H = Z M Z H Zε
ZM

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.

GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

19


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

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
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
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
= 2,04 (m/s)

60000

v = 2,04 (m/s) Tra bảng 6.13 ta dùng cấp chính xác 8.

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

d m1.(u + 1)
108.(4 + 1)
=0,006. 61.2,04.
=8,675
u
4

GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

20

Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

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.
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= 208341,9 mômen xoắn trên trục chủ động
mtm =3,435 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
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

21


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

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
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:

GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

22


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ
Thông số

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

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

222 mm

e

te

x2= -0,42

de1 =106 de2= 432( mm)

e

δ1= 14,04o , δ2= 75,96o

fe

hfe1 =3,12 mm hfe2 =5,41 mm

ae

dae1 =99,1 mm dae2 =430,9 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

2.208341,9
= 3858,2 N
108

* Fr1 = Fa2 = Ft1 tgα cosδ1= 2160,99N
* Fa1 = Fr2 = Ft1 tgα sinδ1= 540,4 N
III. THIẾT KẾ TRỤC
GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

23


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

1. Thiết kế trục

l12

k3

hn

lm12

l11
l13

k2
k1 K2

b13

lm13

K3

k1

Lm31
hn

Lm22
Lm23

L23
L21
L33

GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

24


Trường:ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
Khoa :CƠ KHÍ

Đồ án môn học
Chi Tiết Máy

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 =208341,9 N.mm ⇒ d1 = 3

T1
208341,9
=3
= 41,1mm
0,2.[τ ]
0,2.15

chọn d1= 40mm

- Trục II : T2 = 601399,4 N.mm ⇒ d1 = 3

T2
601399,4
=3
= 49,36mm
0,2.[τ ]
0,2.25

chọn d2= 50mm

1.3Chọn khớp nối
 Mô men xoắn cần truyền:
T=T2=601399,4 Nmm
Mômen tính Tt=k.T=1,3. 601,3994= 781,82 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=601399,4 Nmm. Dựa vào bảng16-10a
trang 68 quyển 2 ta chọn được khớp nối.

GVHD: Nguyễn Văn Tuân
SVTH : Bùi Xuân Tiến

25