ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

MỤC LỤC
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện.................................................................................2
1.2 Phân phối tỷ số truyền...........................................................................3

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1 Tính toán bộ truyền xích.......................................................................5
2.2 Tính toán bánh răng...............................................................................8
2.3 Tính toán thiết kế trục...........................................................................21
2.4 Tính toán chọn ổ lăn..............................................................................31
2.5 Thiết kế vỏ hộp......................................................................................36
2.6 Các chi tiết phụ......................................................................................37
2.7 Bảng dụng sai lắp ghép.........................................................................38
Tài liệu kham thảo...................................................................................40

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 1


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện
Công suất động cơ được xác định theo công thức :

Pct =

Pt
η

Ta có Pt = Plv = 4.5 (kw) do tải trọng không đổi
η : hiệu suất truyền động

η = ηol3 ηbrtηbrcηkη x
Tra bảng 2.3 ta được :
ηol = 0,99
ηbrt = 0,97
ηbrc = 0,96
ηk = 1
ηx = 0,96
Ta được
η = 0,993.0,97.0,96.1.0,96 = 0,867

Vậy

Pct =

4,5
= 5,19 (kw)
0,867

Chọn động cơ:
Theo bảng P.1.1 phụ lục với Pct = 5,19 (kw) và nđb = 1500 (vg/ph) ta chọn được
động cơ. K132M4 với Pđc = 5,5 (kw) và nđc = 1445 (vg/ph).

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 2


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

1.2 Phân phối tỷ số truyền:
Tỉ số truyền của hệ thống truyền động:
ut =

n dc 1455
=
≈ 27.98
n lv
52

Mà u t = u h * u x
Chọn u x = 2 ⇒ u h =

u t 27.98
=
≈ 13.99
ux
2

Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp :

λk =

2.25ϕbd 2 [ k02 ]

( 1 − kbe ) kbe [ k01 ]

ϕbd = 1.1
Trong đó 

 kbe = 0.25
⇒ λk =

2.25*1.1
= 13.2
( 1 − 0.25) *0.25

⇒ λk .ck3 = 13, 2. ( 1,153 ) = 20.07
u1 = 3.5
u2 = 4

Theo hình 3.21 ta chọn : 

a)Công suất động cơ:
Ta có:
P3 =

Plv
4,5
=
= 4, 73(kw)

ηolη x 0,99.0, 96

P2 =

P3
4, 73
=
= 4,93(kw )
ηolηbrt 0,99.0,97

P1 =

P2
4,93
=
= 5,18(kw)
ηolηbrc 0, 99.0,96

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 3


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

b)Số vòng quay trên các trục :
Ta có :
n1 = n dc = 1445(vg / ph)

n2 =

n1 1445
=
= 413(vg / ph)
u1
3,5

n3 =

n 2 413
=
= 103(vg / ph)
u2
4

c) Moment xoắn trên các trục :
Ta có :
Ti = 9,55.106

Pi
( Nmm)
ni

Tdc = 9,55.106

Pct
5,19
= 9,55.106
= 34365( Nmm)

ndc
1445

T1 = 9,55.106

P1
5,18
= 9,55.106
= 34301( Nmm)
n1
1445

T2 = 9,55.106

P2
4,93
= 9,55.106
= 113999( Nmm)
n2
413

T3 = 9,55.106

P3
4, 73
= 9,55.106
= 438558( Nmm)
n3
103

Bảng đặc tính hệ thống truyền động :

Trục
Công suất P(KW)
Ti số truyền u
Số vòng quay n(v/ph)

Ñ.cô

I

II

III

5.19

5.18

4.93

4.73

1455

1455

413

Moment xoắn T(N.mm)

34365

34301

113999

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

1

3.5

4
103
438558

Trang 4


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

Phần II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1 Tính toán các bộ truyền xích( bộ truyền hở) :
1.Chọn loại xích :
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, nên ta chọn xích con lăn
2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền :
Ta có : P = P3 = 4,73 (KW)

n1 = 103 (vg/ph)
ux = 2
Số răng của đĩa xích dẫn
Z1 = 29 – 2.ux = 29 – 2.2= 25 răng
Số răng đĩa xích lớn
Z2 = Z1.ux = 25.2 = 50 răng
Theo công thức (5.3) công suất tính toán
Pt = P.K.Kz.Kn
Trong đó Z1 = 25 ⇒ Kz = 25/ Z1 = 1
Với n01 = 200(vg/ph) ⇒ Kn = n01/n1 = 200/103 = 1,94
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6
K = Ko.Ka.Kdc.Kd.Kc.Kbt
Với :
Ko = 1
Ka = 1 ( chọn a = 40p)
Kdc = 1 ( điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa)
Kd = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ)
Kc = 1,25 ( bộ truyền làm việc 2 ca)
Kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi, bảng 5.7)
⇒ K = Ko.Ka.Kdc.Kd.Kc.Kbt = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95

Vậy: Pt = 4,73.1,95.1.1,94 = 17,9 (KW)
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 5


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

Theo bảng 5.5 với n01 = 200(vg/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p =
31,75 (mm), thỏa mãn điều kiện bền mòn :
Pt < [P] = 19,3 (KW)
Đồng thời theo bảng 5.8 P < Pmax
Khoảng cách trục :
a = 40p = 40.31,75 = 1270 (mm)
Theo công thức 5.12 số mắc xích
x=

2a
+ 0,5(z1 + z 2 ) + (z 2 − z1 ) 2 / 4π 2a
p

= 2.40 + 0,5(25 + 50) + (50 − 25) 2 /(4π 21270) = 117.51
Lấy số mắc xích chẵn x =118, tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13
a = 0, 25p{x − 0,5(z1 + z 2 ) + [x − 0,5(z1 + z 2 )]2 − 2[(z 2 − z1 ) / π ]2 }
= 0, 25.31, 75{118 − 0,5(25 + 50) + [118-0,5(25+50)]2 − 2[(50-25)/π ]2 }
=1271.66mm

Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng :
Δa = 0,003.a = 0,003.1271.66 ≈ 3.66 mm
Do đó a = 1271.66 – 3.66 = 1268 mm
Số lần va đập của xích: Theo (5.14) và bảng 5.9
i=

z1.n1 25.103
=
= 1, 45 ≤ [i]=25
15.x 15.118

3.Tính kiểm nghiệm về độ bền:
Theo (5.15) :

s=

Q
kd .Ft + Fo + Ft

Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 88500 N, khối lượng 1 mét xích q = 3,8
(kg) .
kd = 1,2 (chế độ làm việc trung bình)
v=

z1.n1. p 25.103.31, 75
=
= 1,36(m / s 2 )
60000
60000

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 6


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

Ft =

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

1000 P 1000.4, 73
=
= 3478 N
v
1,36

Fv = q.v 2 = 3,8.1,32 = 7, 03(N)
Fo = 9,81.k f .q.a = 9,81.4.3,8.1268 = 184(N)

Trong đó: kf = 4(bộ truyền nghiêng 1 góc <400)
Do đó:
s=

88500
= 20, 24
1, 2.3478 + 184 + 7, 03

Theo bảng 5.10 với n = 200(vg/ph), [s] = 8,5
Vậy s > [s] bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
4.Đường kính đĩa xích:
Theo công thức (5.17) và bảng 13.4
d1 =

p
31, 75
=
= 253,32(mm)
sin(π / z1 ) sin(π / 25)

d2 =

p
31, 75
=
= 556,15(mm)
sin(π / z 2 ) sin(π / 50)

d a1 = p[0,5 + cot g(π / z1 )]=267,20(mm)
d a 2 = p[0,5 + cot g(π / z 2 )]=571,12(mm)
d f1 = d1 − 2r = 253,32 − 2.9, 62 = 234,1(mm)
d f2 = d 2 − 2r = 556,12 − 2.9, 62 = 537(mm)

Với r = 0,5025.d1 + 0,005 = 0,5025.19,05 + 0,005 = 9,62(mm)
Với d1 = 19,05 theo bảng 5.2
Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)
σ H = 0, 47 k r (Ft K d + Fvd )E /(Ak d ) ≤ [σ H ]
=0,47 0, 42(3478.1, 2 + 4, 29)2,1.105 /(262.1) = 557MPa

Trong đó :
với z1 = 25, kr = 0,42; E = 2,1.105MPa; A = 262mm2 (bảng 5.2)
kd = 1 (xích 1 dãy), lực va đập trên 1 dãy xích theo (5.19)
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 7


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

⇒ Fvd = 13.10 −7 n1p3m = 13.10 −7.103.31, 753.1 = 4, 29N

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp
xúc cho phép [σH] = 600MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
Tương tự, σ H ≤ [σ H ]
2

(với cùng vật liệu và nhiệt luyện).

5.Xác định lực tác dụng lên trục:
Theo (5.20), Fr = kx.Ft = 1,15.3478 = 4000N.
Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400, kx = 1,15.

2.2 Tính toán thiết kế bánh răng:
A.

TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG CÔN THẲNG CẤP NHANH :

Số liệu thiết kế: n1 = 1445 (vg/ph)
u1 = 3,5
P1 = 5,18 KW
*Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
Chọn thép 45Cr được tôi cải thiện
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình:
-Bánh dẫn:HB1 :214….285HB ; σb1 = 850Mpa ; σch1 = 580MPa
⇒ chọn HB1 = 245HB

-Bánh bị dẫn:HB2 = 192….240HB ; σb2 = 750Mpa ; σch2 = 450MPa

⇒ chọn HB2 = 230HB

-Ứng suất tiếp xúc cho phép:
δoHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa
δoHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
Ứng suất uốn cho phép: Tra bảng 6-2/94
δoFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441MPa
δoFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414MPa
-Số chu kỳ làm việc cơ sở:
NHO1 = 30HB12,4 =30.2452,4 = 1,6.107 chu kỳ
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 8


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

NHO2 = 30HB22,4 =30.2302,4 = 1,39.107 chu kỳ
-Số chu kỳ làm việc tương đương:
NHE1 = 60.c.n1.t1 = 60.1.1445.7.300.8.2 = 291.107 chu kỳ
Ta thấy :
NHE1 > NHO1
Chọn : NHE1 = NHO1 = 1,6.107
Và : KHL1 = 1
NHE2 = 60.c.n2.t2 = 60.1.413.7.300.8.2 = 83.107 chu kỳ(n2 = 413 vg/ph)
NHE2 > NHO2
⇒ Chọn : NHE2 = NHO2 = 1,39.107

Và : KHL2 = 1
-Ứng suất tiếp bánh nhỏ:

[ σ H ]1 =

560.1
= 509,1MPa
1,1

-Ứng suất tiếp bánh lớn:

[σH ]2 =

530.1
= 481,8MPa
1,1

Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy:

[ σ H ] 1 = [ σ H ] 2 = 481,8MPa
-Ứng suất quá tải cho phép:

[ σ H ] max = 2,8σ ch = 2,8.450 = 1260MPa
[ σ F 1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464MPa
[ σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360MPa
Ta có:
NFE1 = NHE1 = 291.107
NFE2 = NHE2 = 83.107
Chu kỳ thay đổi ứng suất nên :
NFO1 = NFO2 = 4.106

NFE1 > NFO1 => KFL1 = 1
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 9


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

NFE2 > NFO2 => KFL2 = 1
Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay 1 chiều = > KFC = 1, ta được

[ σ F ]1 =
[σF ]2

σ Fo lim1.K FC .K FL1 441.1.1
=
= 252 MPa
SF
1, 75

σ Fo lim 2 .K FC .K FL 2 414.1.1
=
=
= 236,57 MPa
SF
1, 75

*Tính toán bánh răng côn răng thẳng:

1.Xác định chiều dài:
Re = KR u2 +1 3

T1K Hβ
(1 − K be )K be u[σ H ]2

Với : KR = 0,5Kd = 0,5.100 = 50MPa1/3
Chọn : Kbe = 0,25 là hệ số chiều rộng bánh răng bảng 6.21
Trục lắp bánh răng trên ổ đũa côn nên ta có
KHβ = 1,17 theo bảng 6.21
T1 = 34031 Nmm, u = 3,5, [σH] = 481,8 MPa
⇒ Re = 116,7 (mm)

Xác định các thông số ăn khớp
-số bánh răng nhỏ:
d e1 =

2R e
1+ u2

=

2.116, 7
1 + 3,52

= 64,12(mm)

Tra bảng 6.22 ta được: Z1p = 16
Với HB < 350 thì Z1 = 1,6Z1p = 1,6.16 = 25,6

-Đường kính trung bình và modul trung bình:
dm1 = (1 – 0,5Kbe)de1 = (1 – 0,5.025)64,12 = 56,1 (mm)
mtm = dm1/ Z1 = 56,1/25,6 = 2,19 (mm)
-Môđun vòng ngoài:
mte = mtm/(1 – 0,5Kbe) = 2,19/(1 – 0,5.0,25) = 2,57 (mm)
Theo bảng 6.8 ta lấy trị số tiêu chuẩn mte = 3 mm, do đó
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 10


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

mtm = mte(1 – 0,5Kbe) = 3.(1 – 0,5.0,25) = 2,625 mm
z1 = dm1/mtm = 56,1/2,625 = 21,37. Lấy z1 = 22 răng
-Số răng bánh lớn :
z2 = uz1 = 3,5.22 = 77 răng.
- Do đó tỉ số truyền :
um = z2/z1 = 77/22 = 3,5
-Góc côn chia:

δ1 = actag(z1 / z 2 ) = actag(22 / 77) = 15,95o
δ 2 = 90o − δ1 = 90o − 15,95o = 74, 05o
Theo bảng 6.20, với z1 = 22 chọn hệ số dịch chỉnh đều :
x1 = 0,4; x2 = 0,4
-Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
dm1 = z1mtm = 22.2,625 = 57,75 mm
-Chiều dài côn ngoài

R e = 0,5m te z12 + z 22 = 0,5.3 22 2 + 77 2 = 120,12mm

2. Kiểm nghiệm theo độ bền răng về tiếp xúc:

σ H = ZH ZM Zε

2T1K H u m2 + 1
≤ [σ H ]
0,85d 2m1bu m

Theo bảng 6.5 chọn :ZM = 274MPa1/3
Với X1 + X2 = 0 => ZH = 1,76
Theo (6.59a) :
Zε =

4 − εα
4 − 1, 693
=
= 0,88
3
3

Trong đó :
εα = 1,8 – 3,2(1/Z1 + 1/Z2) = 1,8 – 3,2(1/22 + 1/77) = 1,693
KH = KHβ.KHα.KHv
Trong đó : KHβ = 1,17
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 11

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

KHα = 1
-Vận tốc vòng :
v

π d m1n1 π .57, 75.1445
=
= 4,37(m / s )
60000
60000

Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác 8
vH = δ h g o v d m1

u +1
3,5 + 1
= 0, 006.56.4, 37 57, 75
= 12, 65
u
3,5

Trong đó theo bảng 6.15 δH = 0,006
Bảng 6.16 go = 56
-Chiều rộng vành răng b:
b = KbeRe = 0,25.120,12 = 30,03 mm
=> KHv = 1,27

=> KH = 1,49
Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
σ H = 274.1,76.0,88

2.33904.1, 49 3,52 + 1
= 455, 41MPa
0,85.57, 752.30, 03.3,5

Theo (6.1) và (6.1a) :
[σH] = [σH]ZvZRKxH = 481,8.1.0,94.1 = 452,9MPa
Trong đó v < 5 m/s => Zv = 1
Ra = 2,5 …. 1,25 μm => ZR = 0,94
da < 700mm => KxH = 1
Như vậy :
σH > [σH] = 452,9 MPa
Vì độ chênh lệch nhỏ nên ta có thể tăng chiều rộng vành răng b:
2

2

 σ 
 455, 41 
b = K be Re  H ÷ = 30, 03. 
÷ = 30, 2
 452,9 
 [σ H ] 

Lấy : b = 32 mm
a. Kiểm nghiệm theo độ bền :
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 12


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

Theo 6.65 :

σ F1 =

2T1K F Yε Yβ YF1
0,85bm tm d m1

≤ [ σ F1 ]

Với Kbe = 32/120,12 = 0,25
Tỉ số :

K be u
0, 25.3,5
=
= 0,5
(2 − K be ) (2 − 0, 25)

Tra bảng 6.21 ta được KFβ = 1,25
Theo 6.64 :
v F = δ Fgv d m1

u +1
3,5 + 1
= 0, 016.56.4,37 57, 75
= 33, 74
u
3,5

Với δF = 0,016 bảng 6.25 và g = 56 bảng 6.16
K Fv = 1 +

v F bd m1
33, 74.22.57, 75
=1+
= 1, 5
2T1K Fβ K Fα
2.343014.1, 25.1

Do đó : K F = K Fβ K Fα K Fv = 1, 25.1,5 = 1,88
-Với răng thẳng :
Yβ = 1; với εα = 1,693
Yε = 1/ εα = 0,59
-Xác định số răng tương đương :
Z v1 =

Z1
22
=
= 22,88
cosδ1 0,962

Zv2 =

Z2
77
=
= 280, 21
cosδ 2 cos(74,05)

Với : x1 = 0,4, x2 = 0,4
Tra bảng 6.18 ta được :
YF1 = 3,45
YF2 = 3,63
Thay các giá trị vào 6.65 :
σ F1 =

2.34301.1,88.0,59.1.3, 45
= 63, 7 M Pa
0,85.32.2, 625.57, 75

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 13


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

Ta thấy
σ F1 ≤ [σ F1 ]=252 MPa

σ F1YF2 63, 7.3, 63
=
= 67, 02MPa
YF1
3, 45
≤ [σ F2 ]=236,57 MPa

σ F2 =
σ F2

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo
b. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo (6.48) với Kqt = Tmax/T = 1,8
σ H max ≤ [σ H ]max = 1260MPa

Ta có:
σ F 1max = σ F 1 K qt = 63, 7.1,8 = 115MPa ≤ [σ F1 ]max = 464 MPa
σ F 2max = σ F 2 K qt = 67, 02.1,8 = 121MPa ≤ [σ F1 ]max = 360MPa

c. Các thông số và kích thước của bộ truyền răng côn :
+ Chiều dài côn : Re = 120,12 mm
+ Modun vòng ngoài : mte = 3 mm
+ Chiều rộng vành răng : bw = 32 mm
+ Tỉ số truyền : u = 3.5
+ Góc nghiêng răng : β = 0
+ Số răng : Z1 = 22, Z2 = 77
Theo các công thức trong bảng 6.19 tính được:
+ Đường kính vòng chia ngoài:
de1 = mte.Z1 = 3.22 = 66 mm
de2 = mte.Z2 = 3.77 231 mm

+ Góc chia côn:
δ1 = 15,95o
δ2 = 74,05o
+ Chiều cao răng ngoài:
he = 2cos β.mte + 0,2mte = 2.1.3 + 0,2.3 = 6,6 mm
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 14


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

+ Chiều cao chân răng ngoài:
hfe1 = (1 + 0,39).3 = 4,17 mm
hfe2 = 1,83 mm
+ Đường kính đỉnh răng ngoài:
dae1 = 74,02 mm
dae2 = 232 mm
B.

TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG THẲNG CẤP CHẬM :

Ta có :
-Công suất

:

P2 = 4,93 Kw

-Số vòng quay :

n1 = 413 (vg/ph)

-Moment xoắn :

T1 = 113999 Nm

-Tỉ số truyền :

u=4

-Thời gian làm việc : Lh = 33600 giờ
* Chọn vật liệu :
Bánh dẫn: thép tôi cải thiện HB1 = 250
Bánh bị dẫn: thép tôi cải thiện HB2 = 230
-Số chu kỳ làm việc cơ sở:
NHO1 = 30.HB12,4 = 30.2502,4 = 1,7.107 chu kỳ
NHO2 = 30.HB22,4 = 30.2302,4 = 1,4.107 chu kỳ
NFO1 = NFO2 = 4.106 chu kỳ
-Số chu kỳ làm việc tương đương :
NHE1 = 60.c.n1.t1 = 60.1.413.33600 = 83,3.107 chu kỳ
NHE2 = 60.c.n2.t2 = 60.1.103.33600 = 20,8.107 chu kỳ
-Ta có :
NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1
-Ta có :
NFE1 = NHE1 = 83,3.107 chu kỳ
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 15


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

NFE2 = NHE2 = 20,8.107 chu kỳ
NFE1 > NFO1 => KFL1 = 1
NFE1 > NFO1 => KFL1 = 1
-Giới hạn tiếp xúc và uốn của bánh răng :
σoHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa
σoHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
σoFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa
σoFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 Mpa
-Ứng suất tiếp xúc cho phép :

σ oHlim
K HL
SH

[σ H ]=

-Khi tôi cải thiện : SH = 1,1

σ oHlim1
570
K HL1 =
.1 = 518, 2 MPa

SH
1,1
σ
530
[σ H2 ]= oHlim2 K HL 2 =
.1 = 481,8MPa
SH
1,1
[σ H1 ]=

Vì [σH2] < [σH1] nên ứng suất tiếp xúc cho phép là
[σH] = [σH2] = 481,8 MPa
-Ứng suất uốn cho phép :
[σ F ]=

σ oFlim
K FL
SF

Khi tôi cải thiện SF = 1,75

σ oFlim1
450
K FL1 =
.1 = 257,1MPa
SF
1, 75
σ
414
[σ F2 ]= oFlim2 K FL 2 =

.1 = 236, 6 MPa
SF
1, 75
[σ F1 ]=

-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :
[σ H ]maxo = 2,8σ ch 0 = 2,8.580 = 1624MPa
[σ F ]max1 = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464MPa
[σ F ]max2 = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360MPa

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 16


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

*Tính toán bánh răng :
-Xác định khoảng cách trục:
aw = K a (u + 1) 3

T1 K H β

ψ ba [σ H ]2u

-Tra bảng 6.5 ta có ka = 49,5: vì răng thẳng
-Do bánh răng lắp không đối xứng các ổ
-Ta chọn : ψba = 0,3

ψbd = 0,53 ψba(u + 1) = 0,53.0,3(4+1) = 0,8
-Tra bảng 6.7, ta chọn :

kHβ = 1,05
kFβ = 1,12

Vậy :
aw = 49,5(4 + 1) 3

11399.1, 05
= 186,8mm
0,3[481,8]2 4

-Ta chọn aw = 200 mm
-Xác định thông số ăn khớp :
b2 = ψba.a = 0,3.200 = 60 mm
b1 = b2 + 5 = 65 mm
-Môđun pháp:
m = (0, 01 ÷ 0, 02)aw = 1,868 ÷ 3, 7
⇒ Chọn môđun pháp m = 2,5

-Xác định số răng :
Chọn Z1 = 31 răng
=> Z2 = Z1.u = 31.4 = 124 răng
-Tổng răng : Zt = Z1 + Z2 = 155 răng

-Tính lại aw
aw =

m.zt 2,5.155

=
= 193,8mm ⇒ chọn aw =194mm
2
2

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 17


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

-Tỉ số truyền :
u=

z1 124
=
=4
z2
31

1.Xác định các thông số bộ truyền:
- Đường kính vòng chia ngoài :
d1 = m.z1 = 2,5.31 = 78 mm
d2 = m.z2 = 2,5.124 = 310 mm
- Đường kính vòng đỉnh :
dw1 = d1 + 2m = 83 mm
dw2 = d2 + 2m = 315 mm

- Đường kính vòng đáy :
df1 = d1 – 2,5m = 83 – 2,5.2,5 = 77 mm
df2 = d2 – 2,5m = 310 – 2,5.2,5 =303,75 mm
- Chiều rộng vành răng b :
b = aw.ψba = 194.0,3 = 58.2 mm ⇒ chọn b=60mm.
- Vận tốc vòng :
v=

π d1n1 3,14.76.413
=
= 1, 64(m / s )
6000
6000

2.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc :
2T1K H (u + 1)
σ H = ZH ZM Zε
b w ud 2w1
Ta có:

ZM = 274MPa1/3 bảng 6.5
ZH = 1,76 bảng 6.12
Zε =

Với :

1
εα

ε α = 1,8 − 3, 2(

1
1
1
1
+ ) = 1,8 − 3, 2( +
) = 1, 67
Z1 Z 2
31 124

=> Zε = 0,77
KH = KHβ.KHα.KHv
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 18


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

KHβ = 1,17
KHα = 1
-Tính :
vH = δ Hgo v

aw
= 3,9
u

-Trong đó : δH = 0,006 bảng 6.5
go = 56
K Hv = 1 +

v H b w d w1
= 1, 08
2T1K Hβ K Hα

=> KH = 1,17.1.1,08 = 1,26
-Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất :

σ H = 274.1, 76.0, 77
Ta thấy :

2.113999.1, 26(4 + 1)
= 354MPa
65.4.782

σH < [σH] = 481,8 MPa

=> cặp bánh răng thoả mãn điều kiện
3.Kiểm nghiệm độ bền uốn :
2T K Y Y Y
σ F1 = 1 F α β F1
b w d w1m
-Theo bảng 6.7 chọn :
KFβ = 1,12
KFα = 1 do là răng thẳng
-Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có :
δF = 0,016

go = 56
aw
= 10,39
u
v F b w d1
= 1+
1,18
2T1K Fβ K Fα

vF = δ F g o v
K Fv

K F = K Fβ K Fα K Fv = 1,32
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 19


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

εα = 1,67
Yε =

1
= 0, 6
εα

Yβ = 1 vì răng thẳng

-Số răng tương đương :
Zv1 = Z1 = 31
Zv2 = Z2 = 124
-Tra bảng 6.18 ta có :
YF1 = 3,8
YF2 = 3,6
-Kiểm tra độ bền uốn :
2.113999.1,32.0, 6.1.3,8
= 54,13MPa
65.78.2,5
Y
3, 6
= σ F1 F1 = 54,13
= 51, 28MPa
YF2
3,8

σ F1 =
σ F2

Ta thấy :

σ F 2 < [σ F 2 ]

Vậy điều kiện bền được đảm bảo

*Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu :
Ta có:
h < H < R/3
Trong đó:

h = 2,25.m + Δy.m = 2,25.2.5 + 0 = 5,625
R/3 = 310/3 = 103,3
H =(315 – 232)/2 = 41,5
Vậy thoả điều kiện bôi trơn ngâm dầu .

2.3 Tính toán và thiết kế trục :
a) Chọn vật liệu :

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 20


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 tôi cải thiện có σ b = 600Mpa với ứng suất cho
phép:
[т1] = 18Mpa, [т2] = 25Mpa, [т3] 25Mpa
b) Moment xoắn các trục :
T1 = 34301 Nmm
T2 = 113999 Nmm
T3 = 438558 Nmm
c) Xác định sơ bộ đường kính trục :
d1 =

3

T1

= 21, 2(mm)
0, 2[τ 1 ]

⇒ Chọn d1 = 25 (mm)
d1 =

3

T2
= 28,36(mm)
0, 2[τ 2 ]

⇒ Chọn d2 = 30 (mm)
d3 =

3

T3
= 44, 4(mm)
0, 2[τ 3 ]

⇒ Chọn d3 = 45 (mm)

d) Xác định kích thước giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :
-Trục I :
l12 = −[0,5(lm12 +b 0 )+k 3 + h n ]
lm12 = 1,8d1 = 45(mm)
b0 = 17
k 3 = 10
h n = 15

=> l12 = 56(mm)

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 21


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

l11 = (2,5 ÷ 3)d1 = 62,5 ××××××75mm
=> l11 = 65(mm)
l13 = l11 + k1 + k 2 + lm13 + 0,5(b 0 − b13cosδ1 )
k1 = 12
k 2 = 10
lm13 = 1, 4d1 = 35
b13cosδ1 = 30, 77
=> l13 = 115(mm)

-Trục II :
l22 = 0,5(l m22 + b 0 ) + k1 + k 2
lm22 = 44
b 0 = 19
k1 = 12
k 2 = 10
=> l22 = 53,5(mm)

=> l 22 = 54(mm)

l23 = l 22 + 0,5(l m22 + b13cosδ 2 ) + k 1
b13cosδ 2 = 8, 79
=> l23 = 92,395

=> l 23 = 93(mm)

l21 = l m22 + l m23 + b 0 + 3k1 + 2k 2
lm23 = 42
=> l21 = 161(mm)

-Trục III :
l32 = lc32 = 73 (mm)
lm32 = 58 (mm)
e) Lực tác dụng lên các trục :
-Bộ truyền răng côn cấp nhanh :

Ft11 = FT21 =

2T1 2.34301
=
= 1188N
d m1
57,75

Fr11 = Fa 21 = Ft11.tg20.cosδ1 = 416N
Fa11 = Fr21 = Ft11.tg20.cosδ 2 = 119N

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 22

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

-Bộ truyền răng trụ răng thẳng cấp chậm :
Ft 22 = −Ft31 =
Fr 22 = − Fr31

2T2 2.113999
=
= 2850N
d w1
80

Ft3 .tg20
= 1037N
cos0

-Bộ truyền xích :
Fr = k m .Ft3 = 4000N

-Khớp nối đàn hồi :

Fk =

2.T1 2.34301
=
= 1285N

Dt
52

Với : Dt = 52

bảng 15.10

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 23


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

*Tính toán trục :
-Trục I :
M a1 = Fa1

d m1
57, 75
= 119
= 3436N
2
2
= 50Ft11 + 121Fk − 65Fx13 = 0

∑M
∑ F = −F

Fx12

x

t11

+ Fx12 − Fx13 + Fk = 0

=> FFx13 = 3306N
=> FFx12 = 3209N

∑M = M
∑F = F −F
Fy12

y

a11

r11

+ 65Fy13 − 50Fr11 = 0

y12

+ Fy13 = 0

=> Fy13 = 267N
=> Fy12 = 683N

Biểu đồ moment trục I :
Fy12

Fr11
Fa11
Ft11

Fk

Fy13

Fx12

Fx13

56

65

50

3436
Mx
17355
59400
My

71960
34301
T

SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 24

-


ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

GVHD: TS. BÙI TRỌNG HIẾU

-Trục II :
Ta có Ma21 = 48256Nmm

∑ M = M − 68F
∑F = −F + F − F
Fy 23

y

a 21

y24

r 21

r 22

+ 107Fr 22 − 161Fy24 = 0

r 21

+ Fy23 = 0

=> Fy24 = 939N
=> Fy23 = 21N

∑ M =68F + 107F
∑F = −F + F + F
Fx 23

x

t 21

x 24

t 22

t 22

t 21

− 161Fx 24 = 0

− Fx 23 = 0

=> Fx 24 = 2396N
=> Fy23 = 1642N

Biểu đồ moment trục II :
Ft21

Fy23

Fa21

Fr22
Ft22
Fx24

Fr12

Fy24

68

39

54

Fx23

50760

46828
Mx
1428
129384
11656

My

113999
T
SVTH: HUỲNH MINH QUANG

Trang 25