Đồ án chi tiết máy

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học Chi tiết máy là một đồ án chuyên nghành chính của sinh viên nghành cơ
khí. Việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi là nội dung không thể thiếu trong chương
trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức quan trọng cho sinh viên về kết
cấu máy.
Nội dung đồ án bao gồm những vấn đề cơ bản trong thiết kế máy và hệ thống dẫn động;
tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết
cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp
trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai
lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Thuật ngữ và khí hiệu dùng trong đồ án dựa theo
tiêu chuẩn nhà nước, phù hợp với thuật ngữ và kí hiệu quốc tế.
Khi thiết kế đồ án chi tiết máy chúng ta phải nghiên cứu kỹ những giáo trình như Công
nghệ chế tạo máy, Khoa học vật liệu, Nguyên lý máy, Dung sai lắp ghép, Chi tiết máy,
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí...Khi thiết kế chúng ta phải sử dụng tài liệu, sổ tay,
tiêu chuẩn và khả năng kết hợp so sánh những kiến thức lý thuyết với thực tế sản xuất.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo và đặc biệt là thầy giáo Đoàn Yên Thế đã hướng
dẫn và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này. Khi thực
hiện đồ án trong tính toán còn có nhiều sai sót em xin trân trọng cảm ơn những ý kiến,
chỉ dẫn của thầy.
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
BÀI 1 : MỤC ĐÍCH NỘI DUNG YÊU CẦU THIẾT KẾ............................................................2
BÀI 2 : ĐỘNG CƠ ĐIỆN - HỘP GIẢM TỐC – TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG..............5
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
PHẦN MỘT : HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ – CƠ SỞ THIẾT KẾ VÀ TÍNH TOÁN
ĐỘNG HỌC

BÀI 1 : MỤC ĐÍCH NỘI DUNG YÊU CẦU THIẾT KẾ
1.Mục đích.
Củng cố các kiến thức về nguyên lý làm việc, kết cấu và tính toán thiết kế các chi tiết máy
→ các chi tiết máy có công dụng chung → đặc trưng về mặt lý thuyết.
Vận dụng các kiến thức đã học của các môn chi tiết máy, nguyên lý máy, công nghệ chế
tạo, cơ khí đại cương, sức bền vật liệu, hình họa vẽ kỹ thuật thiết kế ra một bộ phận máy
dẫn đến hộp giảm tốc có kích thước hình dạng cụ thể phục vụ cho hệ thống dẫn động của
máy.
2. Nội dung
Mỗi sinh viên thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, băng tải thùng trộn nguyên liệu … Chủ
yếu là thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài.
Một bản vẽ lắp A
0
Một bản vẽ chế tạo một chi tiết điển hình A
2
hoặc A
3

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
2

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
Một bản thuyết minh dài 60 - 80 trang.
3. Trình tự tính toán thiết kế
3.1 Giai đoạn 1 :
Chuẩn bị tài liệu
Nghiên cứu kỹ đầu đề thiết kế
Chuẩn bị các kiến thức tin học phục vụ đồ án môn học
3.2 Giai đoạn 2 :
Tính toán thiết kế xác định các thông số chủ yếu của hệ thống dẫn động

-Xác định công suất cần thiết số vòng quay hợp lý của động cơ điện từ đó chọn được
động cơ điện cụ thể (Thường chọn động cơ 4A)
-Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (u
t
)
Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền.
Lập bảng công suất mômen xoắn số vòng quay cho từng trục.
-Thiết kế bộ truyền
Xác định các kích thước hình học chủ yếu của bộ truyền như khoảng cách trục, đường
kính…
Vẽ theo tỉ lệ 1:1 để tìm ra sự bất hợp lý của hộp giảm tốc suy ra nếu không hợp lý tính
chọn lại
Xác định khoảng cách đặt lực, gối tựa, chiều dài trục
-Tính trục của hộp giảm tốc
Tính sơ bộ
Tính chính xác
-Tính chọn then để lắp các chi tiết máy quay
-Tính chọn ổ : Chủ yếu là ổ lăn, ổ trượt.
-Tính chọn các nối trục (khớp nối)
-Tính chọn thiết kế vỏ hộp giảm tốc (thường là đúc)
-Tính chọn hoặc thiết kế các chi tiết liên quan đến vỏ hộp giảm tốc như bulông, móc
vòng, cửa thăm, nút tháo dầu, que thăm dầu, chốt định vị, quạt gió thông hơi.
-Tính chọn bôi trơn hộp giảm tốc
Bôi trơn các ổ đỡ (dầu hoặc mỡ)
Bôi trơn các bộ truyền
Phương pháp bôi trơn (Sương mù, dòng bôi trơn, bắn, phun…)
-Điều chỉnh khe hở của ổ lăn và sự ăn khớp của các bộ truyền.
-Thể hiện được các mối ghép của các chi tiết.
Chọn các kiểu lắp cho các mối ghép
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
Thông qua các bảng thống kê các mối ghép.
-Những vấn đề bảo dưỡng khi dùng hộp giảm tốc như là thống kê các loại dầu mỡ, thời
hạn thay dầu mỡ, thời hạn điều chỉnh ổ lăn, sự ăn khớp của bánh răng, bộ truyền.
3.3 Giai đoạn 3.
Vẽ lắp các bản vẽ chế tạo hộp giảm tốc trên khổ A
0
và khung tên và bảng khối lượng theo
mẫu 1.5 trang 12 Tập 1
3.4 Giai đoạn 4.
Vẽ bản vẽ chế tạo, một chi tiết điển hình như bánh răng hoặc trục do giáo viên hướng
dẫn chỉ định (theo bảng 1.4)
3.5 Giai đoạn 5.
Hoàn thành thuyết minh.
4. Các nguyên tắc và giải pháp trong thiết kế
Thực hiện đúng nhiệm vụ của đồ án theo các số liệu yêu cầu thiết kế
Kết cấu về chi tiết máy phải đảm bảo chỉ tiêu làm việc, độ bền, tuổi thọ và cả độ
tin cậy
Đảm bảo kích thước nhỏ gọn, tháo lắp bảo dưỡng đơn giản, thuận tiện.
Vật liệu và phương pháp nhiệt luyện phải được lựa chọn hợp lý (Dễ kiếm, rẻ tiền, có trên
thị trường)
Chọn dạng công nghệ gia công hợp lý
Vận dụng các tiêu chuẩn ngành, tiêu chuẩn nhà nước để chọn tối đa các chi tiết đã được
tiêu chuẩn hóa ví dụ : Ổ lăn, bánh đai.
Lựa chọn có căn cứ hợp lý các kiểu lắp, dung sai, cấp chính xác nhám bề mặt các

chi tiết
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

4

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
BÀI 2 : ĐỘNG CƠ ĐIỆN - HỘP GIẢM TỐC – TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG.
1. Động cơ điện
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là giai đoạn đầu
tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Trong trường hợp dùng hộp giảm tốc và động
cơ biệt lập, việc chọn đúng loại động cơ có ảnh hưởng rất nhiều đến việc lựa chọn và
thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp. Muốn chọn đúng động cơ cần
hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại, đồng thời cần chú ý đến yêu cầu làm
việc cụ thể của thiết bị cần được dẫn động.
1.1 Các loại động cơ điện
1.1.1 Động cơ điện một chiều
Cho phép thay đổi trị số của momen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi
động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trong các thiết bị vận
chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm …
Nhược điểm của chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng
thêm vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu.
1.1.2 Động cơ điện xoay chiều ba pha.
a) Động cơ điện xoay chiều ba pha đồng bộ.
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
5

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tải
trọng và thực tế không điều chỉnh được.
So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất và
cosϕ hệ số quá tải lớn, nhưng có nhược điểm : Thiết bị tương đối phức tạp, giá thành
tương đối cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ. Vì vậy động cơ ba pha đồng
bộ được sử dụng trong những trường hợp hiệu suất động cơ và trị số cosϕ có vai trò

quyết định (thí dụ khi yêu cấu công suất động cơ lớn – trên 100kw lại ít phải mở máy và
dừng máy) cũng như khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.
b) Động cơ ba pha không động bộ gồm hai kiểu : Roto dây quấn và roto lồng sóc.
Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây quấn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một
phạm vị nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số công suất cosϕ thấp,
giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng thích hợp khi cần điều chỉnh
trong phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây truyền công nghệ đã được lắp đặt.
Động cơ ba pha không đồng bộ roto lồng sóc có ưu điểm : Kết cấu đơn giản, giá thành
tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha
không cần biến đổi dòng điện. Nhược điểm của nó là : Hiệu suất và hệ số công suất thấp
(So với động cơ ba pha đồng bộ), không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một
chiều và động cơ ba pha không đồng bộ roto dây quấn).
Chú ý : Các hệ thống dẫn động cơ khí thương sử dụng động cơ điện xoay chiều ba pha
không đồng bộ roto lồng sóc vì những ưu điểm của loại động cơ này. Để dẫn động các
thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải thùng trộn…
1.2.Phương pháp chọn động cơ
Xác định công suất cần thiết
Xác địng số vòng quay sơ bộ
Dựa vào bảng phụ lục theo điều kiện dẫn đến chọn động cơ hợp lý
1.2.1Xác định công suất cần thiết
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức

η
t
ct
P
P
=
(1-1)
trong đó : P

ct
– công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
P
t
– công suất tính toán (công suất làm việc trên trục máy công tác)
η - hiệu suất của toàn bộ hệ thống
η = η
1
.η
2
.η
3
… (1-2)
với η
1
,η
2
,η
3
là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫn động,
chọn theo bảng 2.3 trang 19 – “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí”
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
6

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
η = η
K
.η
ol
3

.η
br
2
.η
đ
= 0,99.0,99
3
.0,97
2
.0,96 = 0,868
với : η
K
- hiệu suất nối trục đàn hồi
η
ol
- hiệu suất 1 cặp ổ lăn
η
br
- hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc
η
đ
- hiệu suất bộ truyền đai
Theo công thức (1-1) :

217,9
868,0
8
===
η
t

ct
P
P
(kW)
1.2.2Xác định số vòng quay sơ bộ
Chú ý : Đối với mỗi loại động cơ xoay chiều 3 pha không đồng bộ thì ứng với một phạm vi
công suất có thể chọn được số vòng quay đồng bộ khác nhau.
Nếu chọn động cơ co n
đb
lớn dẫn đến khuôn khổ kích thước động cơ nhỏ, giá thành hạ,
khối lượng nhẹ, hiệu suất cao, cosϕ tăng cho nên mong muốn chọn n
đb
lớn. Nhưng n
đb
cao
thì việc giảm tốc khó, tức là phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỉ số truyền lớn hơn, kết
quả là kích thước và giá thành các bộ truyền tăng lên(nên thường chọn động cơ có n
đb
≈
1500vòng/phút)
Bảng 2.4 trang 21 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí” là bảng tham khảo để
chọn tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động.
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động được tính theo công thức sau :
u
t
= u
1
.u
2
.u

3
...(1-3)
trong đó u
1
, u
2
, u
3
... là tỉ số truyền của từng bộ truyền tham gia vào hệ thống dẫn động
Theo bảng 2.4 chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp u
h
= 20, u
đ
= 2
Từ (1-3) ta được u
t
= 20.2 = 40
Số vòng quay trên trục máy công tác:
n
sb
= u
t
.n
lv
= 32.40 = 1280 (vòng/phút)
với n
lv
- số vòng quay của trục máy công tác
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n
đb

= 1500 (vòng/phút)
Theo bảng phụ lục 1.3 với P
ct
= 9,217kW n
đb
= 1500 (vòng/phút) dùng động cơ
4A132M4Y3 có P
ct
= 11kW n
đb
= 1458 (vòng/phút),
3,12
=>=
T
T
T
T
mm
dn
K

Vì động cơ làm việc với tải trọng không đổi nên trong trường hợp này công suất động cơ
được xác định theo công suất tính toán gắn với độ dài thời gian làm việc :
P
t
= P
tg

2. Hộp giảm tốc
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

7

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và
đuợc dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn và là bộ máy trung gian giữa động
cơ điện và bộ phận làm việc của máy công tác.
Tuỳ theo tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc, người ta phân ra : hộp giảm tốc một cấp
và hộp giảm tốc nhiều cấp.
Tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc phân ra :
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ : khai triển, phân đôi, đồng trục.
- Hộp giảm tốc bánh răng côn hoặc côn - trụ.
- Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng.
- Hộp giảm bánh răng - trục vít.
Ở đây ta thiết kế một hộp giảm tốc hai cấp + một bộ truyền ngoài. Sau đây là phương
pháp tính hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng.
Sau khi phân tích và lựa chọn số vòng quay đồng bộ để chọn động cơ ở trên ta cần tiến
hành phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp, cần tiến hành tính toán động
học.
Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí được thực hiện theo các bước sau :
2.1.Xác định tỉ số truyền u
t
của hệ thống dẫn động.
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức :

563,45
32
1458
===
lv
dc

t
n
n
u
trong đó: n
đc
- số vòng quay động cơ đã chọn( vg/ph )
n
lv
- số vòng quay của trục máy công tác( vg/ph )
2.2.Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống u
t
, cho hộp giảm tốc u
h
và bộ truyền
ngoài u
n
.
u
t
= u
h
.u
n
Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng dạng khai triển nên ta chọn u
h
= 20
→ u
n
=

278,2
20
563,45
==
h
t
u
u
Phân phối tỉ số truyền u
h
cho từng bộ truyền trong hộp giảm tốc :
u
h
= u
1
.u
2
trong đó : u
1
- tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh
u
2
- tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm
Theo bảng 3.1 trang 43 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta có :
u
1
= 6,07
u
2
= 3,29

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
8

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
Tính lại u
n
theo u
1
, u
2
ta có

282,2
29,3.07,6
563,45
.
21
===
uu
u
u
t
n
2.3.Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.
Dựa vào cc P
ct
và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được công suất, mômen và số
vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ.
Ta có : P
ct

= 9,217(kW)
n
đc
= 1458(vòng/phút)
Tính toán đối với trục 1 ta được :
P
1
= P
ct
.η
ol
.η
đ
= 9,217.0,99.0,96 = 8,760(kW)

913,638
282,2
1458
1
===
d
dc
n
n
n
(vòng/phút)

66
1
1

6
1
10.131,0
913,638
760,8
.10.55,9.10.55,9
===
n
p
T
(Nmm)
Tính toán đối với trục 2 ta được :
P
2
= P
1
.η
ol
.η
br
= 8,670.0,99.0,97 = 8,412(kW)

257,105
07,6
913,638
1
1
2
===
u

n
n
(vòng/phút)

66
2
2
6
2
10.763,0
257,105
412,8
.10.55,9.10.55,9
===
n
p
T
(Nmm)
Tính toán đối với trục 3 ta được :
P
3
= P
2
.η
ol
.η
br
= 8,412.0,99.0,97 = 8,078(kW)

32

29,3
257,105
2
2
3
===
u
n
n
(vòng/phút)

66
3
3
6
3
10.411,2
32
078,8
.10.55,9.10.55,9
===
n
p
T
(Nmm)
trong đó : P
ct
- công suất cần thiết trên trục động cơ
u
đ

- tỉ số truyền của bộ truyền đai
u
1
, u
2
- tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc hai cấp
η
đ
, η
ol
, η
br
- lần lượt là hiệu suất của bộ truyền đai, một cặp ổ lăn và bộ
truyền bánh răng tra bảng 2.3 trang 19 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :
BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
9

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
Trục
Thông số
Động cơ 1 2 3
Công suất P, kW 11 8,760 8,412 8,078
Tỉ số truyền u 2,282 6,07 3,29
Số vòng quay n, vòng/phút 1458 638,913 105,257 32
Mômen xoắn T, Nmm 0,072.10
6
0,131.10
6

0,763.10
6
2,411.10
6


PHẦN HAI : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
BÀI 1: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
Truyền động bánh răng dùng để truyền động giữa các trục, thông thường có kèm theo sự
thay đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc mômen.
Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong quá trình làm việc, răng của bánh răng
có thể bị hỏng ở mặt răng như tróc rỗ, mòn, dính hoặc hỏng ở chân răng như gẫy, trong
đó nguy hiểm nhất là tróc rỗ mặt răng và gãy răng. Đó là các phá hỏng mỏi do tác dụng
lâu dài của ứng suất tiếp và ứng suất uốn thay đổi có chu kỳ gây nên. Ngoài ra răng có
thể bị biến dạng dư, gẫy giòn lớp bề mặt, hoặc phá hỏng tĩnh ở chân răng do quá tải. Vì
vậy khi thiết kế cần tiến hành tính truyền động bánh răng về độ bền tiếp xúc của mặt
răng làm việc và độ bền uốn của chân răng, sau đó kiểm nghiệm răng về quá tải.
Vậy để thiết kế truyền động bánh răng cần tiến hành theo các bước sau đây :
- Chọn vật liệu.
- Xác định ứng suất cho phép.
- Tính sơ bộ kích thước của một bộ truyền, trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh hưởng
đến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc,
độ bền uốn và về quá tải.
- Lập bảng thể hiện thông số kích thước hình học của bộ truyền sau khi thiết kế.
1. Chọn vật liệu.
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
10

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy

nói chung và truyền động bánh răng nói riêng.
Đối với bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp không có yêu cầu đặc biệt về kích
thước thì nên chọn cùng một loại vật liệu để giảm bớt chủng loại.
Vật liệu làm bánh răng có hai nhóm :
- Nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn
thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền này có khả
năng chạy mòn.
- Nhóm II có độ rắn HB ≥ 350, bánh răng được tôi thể tích, tôi bề mặt, thấm cacbon,
thấm nitơ… Do đó độ rắn mặt răng cao cho nên phải gia công trước khi nhiệt luyện, bộ
truyền này có khả năng chạy mòn kém.
Trong đầu thiết kế đã cho tải trọng nhỏ và trung bình, khả năng công nghệ không cao và
cũng không có yêu cầu về kích thước nhỏ gọn do đó vật liệu làm bánh răng nên chọn ưu
tiên ở nhóm I.
Đối với một cặp bánh răng ăn khớp, khi dã chọn vật liệu bánh răng ở nhóm I phải chú ý
tới tần số chịu tải cuả răng và khả năng chạy mòn của răng. Trong cùng một thời gian
làm việc thì bánh răng nhỏ chịu tải nhiều lần hơn bánh răng lớn vì n
1
= u.n
2
. Để đảm bảo
sức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của bộ truyền nên nhiệt luyện bánh răng lớn
có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh răng nhỏ.
HB
1
= HB
2
+ ( 10 ÷ 15 )
Đối với bộ truyền bánh răng có công suất nhỏ và trung bình nên chọn vật liệu là thép
cacbon chất lượng tốt. Ở đây ta chọn thép 45. Cơ tính vật liệu tra bảng 6.1 trang 92 -
“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”.

Cụ thể, theo bảng 6.1 chọn :
Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σ
b1
= 850MPa, σ
ch1
=
580Mpa.
Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σ
b2
= 750MPa, σ
ch2
=
450Mpa.
Cụ thể chọn HB
1
= 245, HB
2
= 230.
2. Xác định ứng suất cho phép [σ
H
], [σ
F
].
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác định theo các
công thức sau :

[ ]
HLxHvR
H
H
H
KKZZ
S
....
0
lim
σ
σ
=
(2-1)
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
11

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

[ ]
FLFCxFSR
F
F
F
KKKYY
S
.....
0
lim
σ

σ
=
(2-2)
trong đó : Z
R
- hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng
Z
v
- hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
- hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Y
R
- hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
S
- hệ số xét đến ảnh hưởng của hệ số tập trung ứng suất
K
xF
- hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước của bộ truyền bánh răng (ứng
suất uốn)
Tính sơ bộ ta được :
Z
R
.Z
v
.K
xH
= 1

Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1
Do đó các công thức (2-1), (2-2) trở thành :

[ ]
HL
H
H
H
K
S
.
0
lim
σ
σ
=
(2-1a)

[ ]
FLFC
F
F
F
KK

S
..
0
lim
σ
σ
=
(2-2a)
trong đó :
0
limH
σ
,
0
limF
σ
, S
H
, S
F
là ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép ứng với
chu kỳ cơ sở, hệ số an toàn tra ở bảng 6.2 trang 94 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn
động cơ khí ”.
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 có :

0
limH
σ
= 2HB + 70 ; S
H

= 1,1 ;
0
limF
σ
= 1,8HB ; S
F
= 1,75
Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ HB
1
= 245, độ rắn của bánh răng lớn HB
2
= 230 khi đó :

0
1limH
σ
= 2HB
1
+ 70 = 2.245 +70 = 560MPa

0
1limF
σ
= 1,8HB
1
= 1,8.245 = 441Mpa

0
2limH
σ

= 2HB
2
+ 70 = 2.230 +70 = 530MPa

0
2limF
σ
= 1,8HB
2
= 1,8.230 = 414Mpa
K
FC
- hệ số kể đến ảnh hưởng của động cơ làm việc một chiều, hai chiều :
K
FC
= 1 với động cơ một chiều
K
FC
= 0,7 ÷ 0,8 với động cơ hai chiều
K
HL
, K
FL
- hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn và được xác định theo các công
thức sau :
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
12

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=
(2-3)

F
m
FE
FO
FL
N
N
K
=
(2-4)
trong đó : m
H
, m
F
- bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
m
H
= 6, m
F

= 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 hoặc bánh răng có mài mặt lượn chân răng
m
F
= 9 khi độ rắn mặt răng HB > 350 và không mài mặt lượn chân răng
Ở đây ta chọn m
H
= 6, m
F
= 6
N
HO
- số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N
HO
= 30H
HB
2,4

Suy ra : N
HO1
= 30H
HB
2,4

= 30.245
2,4
= 1,626.10
7

N

HO2
= 30H
HB
2,4

= 30.230
2,4
= 1,397.10
7

N
FO
- số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn


N
FO
= 4.10
6
đối với tất cả các loại thép
N
HE
, N
FE
- số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh
N
HE
= N
FE

= 60cnt
∑

trong đó : c - số lần ăn khớp trong một vòng
n - số vòng quay
t
∑
- tổng số thời gian làm việc
Suy ra : N
HE1
= N
FE1
= 60.1.650,893.8.5.300 = 46,864.10
7

N
HE2
= N
FE2
= 60.1.107,231.8.5.300 = 7,721.10
7

Ta thấy : N
HE
> N
HO
→ K
HL
= 1
N

FE
> N
FO
→ K
FL
= 1
Như vậy theo (3-1a) ta có :
[ ]
HL
H
H
H
K
S
.
0
lim
σ
σ
=
do đó

[ ]
091,5091.
1,1
560
1
==
H
σ

MPa

[ ]
818,4811.
1,1
530
2
==
H
σ
Mpa
Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta lấy

[ ]
H
σ
= min{
[ ]
1
H
σ
;
[ ]
2
H
σ
} →
[ ]
H
σ

= 481,818Mpa
Theo (3-2a) với động cơ làm việc một chiều K
FC
= 1, ta được :
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
13

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

[ ]
2521.1.
75,1
441
1
==
F
σ
MPa

[ ]
571,2361.1.
75,1
414
2
==
F
σ
Mpa
Ứng suất quá tải cho phép :
-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

[ ]
1260450.8,2.8,2
2
max
===
chH
σσ
MPa
-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

[ ]
464580.8,0.8,0
1
max1
===
chF
σσ
MPa

[ ]
360450.8,0.8,0
2
max2
===
chF
σσ
MPa
3.Truyền động bánh răng
3.1 Tính toán cấp nhanh

3.1.1. Xác định khoảng cách trục cho bộ truyền.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau :

[ ]
3
2
1
..
.
).1.(
baH
H
aw
u
KT
uKa
ψσ
β
+=
(2-5)
trong đó : K
a
- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra ở bảng 6.5 trang 96 -
“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
T
1
- mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
[
H

σ
] - ứng suất tiếp xúc cho phép
u - tỉ số truyền

w
w
ba
a
b
=
ψ
- là hệ số, b
w
– là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6 trang 97 -
“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
K
H
β
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ
khí ”.

( )
124,1)107,6.(3,0.53,01..53,0
=+=+=
u
babd
ψψ
do đó theo 6.7 K
H

β
= 1,181
Từ (2-5) →
332,250
3,0.07,6.8,481
181,1.131000
).107,6.(5,49
3
2
=+=
w
a
mm
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
14

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
Lấy a
w
= 250mm
3.1.2 Xác định các thông số ăn khớp.
a) Xác định môđun.
Môđun m = (0,01 ÷ 0,02)a
w
= (0,01 ÷ 0,02).250 = 2,5÷ 5mm
Theo bảng 6.8 trang 99 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” chọn m = 3,5
b) Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.
Giữa khoảng cách trục a
w
, số răng bánh nhỏ z

1
, số răng bánh lớn z
2
, góc nghiêng β của
răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức.

β
cos.2
)(
21
zzm
a
w
+
=
(2-6)
Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta có góc nghiêng β = 0, từ (2-6) xác định
được số răng bánh nhỏ :

206,20
)107,6.(5,3
250.2
)1.(
.2
1
=
+
=
+
=

um
a
z
w

Lấy z
1
= 20
Số răng bánh lớn :
z
2
= u.z
1
= 6,07.20 = 121,4
Lấy z
2
= 121
Tổng số răng z
t
= z
1
+ z
2
= 20 + 121 = 141 do đó tỉ số truyền thực là :

050,6
20
121
1
2

===
z
z
u
m
Khoảng cách trục lúc này là :

75,246
2
.
cos.2
)(
21
==
+
=
t
tw
zm
zzm
a
β
mm
Chọn a
w
= 250mm
Để đảm bảo khoảng cách trục a
w
= 250mm ta nên cắt răng có dịch chỉnh và ta tiến hành
như sau :

Hệ số dịch tâm :
929,0)12120.(5,0
5,3
250
).(5,0
21
=+−=+−=
zz
m
a
y
w
Hệ số :
589,6
141
929,0.1000.1000
===
t
y
z
y
k
Theo bảng 6.10a trang 101 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” tra được
k
x
= 0,315
Hệ số giảm đỉnh răng :
044,0
1000
141.315,0

1000
.
===∆
tx
zk
y
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
15

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
Tổng hệ số dịch chỉnh :
973,0044,0929,0
=+=∆+=
yyx
t
Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 được tính như sau :

( ) ( )
154,0
141
929,0
.20121973,0.5,0..5,0
121
=







−−=






−−=
t
t
z
y
zzxx

→ x
2
= x
t
– x
1
= 0,973 – 0, 154 = 0,819
Góc ăn khớp :
927,0
250.2
20cos.5,3.141
.2
cos..
cos
0
===

w
t
tw
a
mz
α
α
Do đó : α
tw
= 21,955
0
3.1.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau :

( )
2
1
1
..
1...2
..
ww
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
±
=
ε

σ
≤
][
H
σ
(2-7)
Trong đó : Z
M
- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của Z
M
=
274MPa
1/3
tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Z
H
- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

698,1
955,21.2sin
0cos.2
2sin
cos.2
===
tw
b
H
Z
α
β

trong đó β
b
- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Trị số của Z
H
cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ
thống dẫn động cơ khí ”

ε
Z
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :

3
4
α
ε
ε
−
=
Z
khi
0
=
β
ε

α
ββα
ε
ε

εεε
+
−−
=
3
)1).(4(
Z
khi
1
<
β
ε


α
ε
ε
1
=
Z
khi
1
≥
β
ε
với
β
ε
- hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức :

0
.
sin.
==
π
β
ε
β
m
b
w
và
694,1
121
1
20
1
2,388,1cos.
11
2,388,1
21
=






+−=















+−=
βε
α
zz

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
16

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
Vậy
877,0
3
694,14
=
−
=
ε

Z
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

922,70
1050,6
250.2
1
.2
1
=
+
=
+
=
m
w
w
u
a
d
mm
Vận tốc vòng của bánh nhỏ

371,2
60000
913,638.922,70.14,3
60000
..
11
===

nd
v
w
π
(m/s)
trong đó n
1
– là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động)
Với v = 2,371 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ
khí ” dùng cấp chính xác 8
K
H
- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K
Hv
= 1,181.1.1,115 = 1,317
trong đ ó : K
Hβ
- là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
răng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
K
H

α
- là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, trị số của K
H
α
đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 - “ Tính
toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng thẳng K
H
α
= 1.
K
Hv
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số K
Hv
tính
theo công thức sau:

115,1
1.181,1.131000.2
922,70.250.3,0.676,6
1
...2
..
1
1
1
=+=+=
αβ
ν
HH

wwH
Hv
KKT
db
K

trong đó :
676,6
050,6
250
.371,2.73.006,0...
0
===
m
w
HH
u
a
vg
δν
với v = 2,371 tính được ở trên,
H
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra
trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g
0
- hệ số
kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “
Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Thay các giá trị vừa tính được vào (2-7) ta được :

( )
247,421
922,70.050,6.250.3,0
1050,6.317,1.131000.2
.877,0.698,1.274
2
=
+
=
H
σ
MPa
Theo(2-1) với v = 2,371m/s, với v< 5m/s Z
v
= 1, với cấp chính xác động học là 8, chọn
cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám R
z
= 10 ...40µm, do
đó Z
R
= 0,9, với d
w1
< 700mm, K
xH
= 1 do đó
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
17

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

[ ]
620,4331.1.1.9,0.8,481....
0
lim
===
HLxHvR
H
H
H
KKZZ
S
σ
σ
Mpa
Ta thấy
][
HH
σσ
<
và
=
−
100.
][
][
H
HH
σ
σσ

2,9% < 4% thoả mãn độ bền tiếp xúc
3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau :

][
..
.....2
1
1
11
1 F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
(2-8)

][
.
2
1
21
2 F
F
FF
F

Y
Y
σ
σ
σ
≤=
trong đó : T
1
– mômen xoắn trên bánh chủ động
m – môđun pháp
b
w
- chiều rộng vành răng
d
w1
- đường kính vòng lăn bánh chủ động
Y
ε
= 1/ε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε
α
là hệ số trùng khớp
ngang
Y
β
- hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Y
β
= 1
Y
F1
, Y

F2
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương
và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 trang 109 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn
động cơ khí ”
K
F
- hệ số tải trọng khi tính về uốn :
K
F
= K
F
β
.K
F
α
.K
Fv
= 1,376.1.1,263 = 1,738
với K
F
β
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về uốn, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
K
F
α
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn, trị số của K
F
α

đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 -
“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng thẳng K
F
α
= 1.
K
Fv
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp khi tính về uốn, trị số
K
Fv
tính theo công thức sau:

263,1
1.376,1.131000.2
922,70.250.3,0.802,17
1
...2
..
1
1
1
=+=+=
αβ
ν
FF
wwF
Fv
KKT
db
K

trong đó :
802,17
050,6
250
.371,2.73.016,0...
0
===
m
w
FF
u
a
vg
δν
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
18

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
với v = 2,371 tính được ở trên,
F
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra
trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g
0
- hệ số
kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “
Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Ta có T
1

= 131000MPa, m = 3,5mm, b
w
= 75mm, d
w1
= 70,922mm với ε
α

= 1,694, Y
ε
=
1/1,694 = 0,590, Y
β
= 1, z
v1
= z
1
=20, z
v2
= z
2
= 121 theo bảng 6.18 trang 109 - “ Tính
toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta được Y
F1
= 3,89, Y
F2
= 3,47
Thay các giá trị vừa tính được vào (2-8) ta được :

136,56
5,3.922,70.250.3,0

89,3.1.590,0.738,1.131000.2
1
==
F
σ
MPa
075,50
89,3
47,3.136,56
.
1
21
2
===
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
MPa
Từ (3-2) ta có
[ ]
236,2501.993.0.1.252...][...
1
0
lim
1
====

xFSRFxFSR
F
F
F
KYYKYY
S
σ
σ
σ
MPa
[ ]
845,2341.993.0.1.5,236...][...
2
0
lim
1
====
xFSRFxFSR
F
F
F
KYYKYY
S
σ
σ
σ
MP
a
với Y
S

= 1,08 – 0,0695ln(m) = 0,993
Ta thấy
136,56
1
=
F
σ
MPa <
[ ]
236,250
1
=
F
σ
MPa

075,50
2
=
F
σ
MPa <
[ ]
845,234
1
=
F
σ
MPa
vậy thoả mãn về độ bền uốn

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Bánh răng khi làm việc có thể bị quá tải, thí dụ lúc mở máy, hãm máy... với hệ số quá tải

T
T
K
qt
max
=
= 1,3

MPaMPaK
HqtHH
1260][295,4803,1.247,421.
maxmax1
=<===
σσσ


MPaMPaK
FqtFF
464][977,623,1.136,56.
max11max1
=<===
σσσ

MPaMPaK
FqtFF
360][098,653,1.075,50.
max22max2

=<===
σσσ
Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
19

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
BẢNG 2 : CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP NHANH

Thông số Kí hiệu Công thức tính và giá trị
Khoảng cách trục chia
Khoảng cách trục
Đường kính chia
Đường kính lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Đường kính cơ sở
Góc prôfin gốc
Góc prôfin răng
Góc ăn khớp
Tổng hệ số dịch chỉnh
Hệ số trùng khớp ngang
a
a
w
d
d
w
d
a

d
f
d
b
α
α
t
α
tw
x
t
ε
α
a = 0,5m(z
1
+ z
2
) = 246,75mm
a
w
= a + ym = 250mm
d
1
= mz
1
= 70mm, d
2
= mz
2
= 423,5mm

d
w1
= 2a
w
/(u
m
+ 1) = 70,922mm
d
w2
= d
w1
u = 429,078mm
d
a1
= d
1
+ 2(1 + x
1
- ∆y)m = 77,77mm
d
a2
= d
1
+ 2(1 + x
2
- ∆y)m = 435,925mm
d
f1
= d
1

– (2,5 – 2x
1
)m = 62,328mm
d
f2
= d
2
– (2,5 – 2x
2
)m = 420,483mm
d
b1
= d
1
cosα = 65,778mm
d
b2
= d
2
cosα = 397,96mm
Theo TCVN 1065-71, α = 20
0
α
t
= arctg(tgα/cosβ) = 20
0
α
tw
= arccos(acosα
t

/a
w
) = 21,955
0
x
t
= 0,973
ε
α
= 1,694
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
20

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
3.2 Tính toán cấp chậm
3.2.1. Xác định khoảng cách trục cho bộ truyền.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau :

[ ]
3
2
2
2
..
.
).1.(
baH
H
aw

u
KT
uKa
ψσ
β
+=
(2-10)
trong đó : K
a
- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra ở bảng 6.5 trang 96 -
“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
T
2
- mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
[
H
σ
] - ứng suất tiếp xúc cho phép
u - tỉ số truyền

w
w
ba
a
b
=
ψ
- là hệ số, b
w
– là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6 trang 97 -

“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
K
H
β
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ
khí ”.

( )
909,0)129,3.(4,0.53,01..53,0
=+=+=
u
babd
ψψ
do đó theo 6.7 K
H
β
=
1,061
Từ (2-10) →
864,293
4,0.29,3.8,481
061,1.763000
).129,3.(5,49
3
2
2
=+=
w
a

mm
Lấy a
w
= 294mm
3.1.2 Xác định các thông số ăn khớp
.
a) Xác định môđun.
Môđun m = (0,01 ÷ 0,02)a
w
= (0,01 ÷ 0,02).294 = 2,94 ÷ 5,88mm
Theo bảng 6.8 trang 99 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” chọn m = 3,5
b) Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.
Giữa khoảng cách trục a
w
, số răng bánh nhỏ z
1
, số răng bánh lớn z
2
, góc nghiêng β của
răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức.

β
cos.2
)(
21
zzm
a
w
+
=

(2-11)
Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta có góc nghiêng β = 0, từ (2-11) xác định
được số răng bánh nhỏ :
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
21

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

161,39
)129,3.(5,3
294.2
)1.(
.2
2
1
=
+
=
+
=
um
a
z
w

Lấy z
1
= 39
Số răng bánh lớn :
z

2
= u.z
1
= 3,29.39 = 128,310
Lấy z
2
= 128
Tổng số răng z
t
= z
1
+ z
2
= 39 + 128 = 167 do đó tỉ số truyền thực là :

282,3
39
128
1
2
===
z
z
u
m
Khoảng cách trục lúc này là :

250,292
2
.

cos.2
)(
21
2
==
+
=
t
tw
zm
zzm
a
β
mm
Chọn a
w
= 295mm
Để đảm bảo khoảng cách trục a
w
= 295mm ta nên cắt răng có dịch chỉnh và ta tiến hành
như sau :
Hệ số dịch tâm :
786,0)12839.(5,0
5,3
295
).(5,0
21
2
=+−=+−=
zz

m
a
y
w
Hệ số :
707,4
141
786,0.1000.1000
===
t
y
z
y
k
Theo bảng 6.10a trang 101 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” tra được
k
x
= 0,171
Hệ số giảm đỉnh răng :
029,0
1000
167.171,0
1000
.
===∆
tx
zk
y
Tổng hệ số dịch chỉnh :
815,0029,0786,0

=+=∆+=
yyx
t
Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 được tính như sau :

( ) ( )
198,0
167
815,0
.39128815,0.5,0..5,0
121
=






−−=






−−=
t
t
z
y

zzxx

→ x
2
= x
t
– x
1
= 0,815 – 0,198 = 0,617
Góc ăn khớp :
931,0
295.2
20cos.5,3.167
.2
cos..
cos
0
===
w
t
tw
a
mz
α
α
Do đó : α
tw
= 21,419
0
3.1.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau :
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
22

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

( )
2
1
1
..
1...2
..
ww
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
±
=
ε
σ
≤
][
H
σ
(2-12)
Trong đó : Z
M

- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của Z
M
=
274MPa
1/3
tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Z
H
- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

715,1
419,21.2sin
0cos.2
2sin
cos.2
===
tw
b
H
Z
α
β
trong đó β
b
- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Trị số của Z
H
cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ
thống dẫn động cơ khí ”

ε
Z
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :

3
4
α
ε
ε
−
=
Z
khi
0
=
β
ε

α
ββα
ε
ε
εεε
+
−−
=
3
)1).(4(
Z
khi

1
<
β
ε


α
ε
ε
1
=
Z
khi
1
≥
β
ε
với
β
ε
- hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức :

0
.
sin.
==
π
β
ε
β

m
b
w
và
773,1
128
1
39
1
2,388,1cos.
11
2,388,1
21
=






+−=















+−=
βε
α
zz

Vậy
862,0
3
773,14
=
−
=
ε
Z
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

786,137
1282,3
295.2
1
.2
1
=
+
=

+
=
m
w
w
u
a
d
mm
Vận tốc vòng của bánh nhỏ

759,0
60000
257,105.786,137.14,3
60000
..
11
===
nd
v
w
π
(m/s)
trong đó n
1
– là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động)
Với v = 0,759 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ
khí ” dùng cấp chính xác 9
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
23

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
K
H
- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K
Hv
= 1,061.1.1,032 = 1,095
trong đ ó : K
Hβ
- là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
răng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
K
H
α
- là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, trị số của K
H
α
đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 - “ Tính
toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng thẳng K
H

α
= 1.
K
Hv
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số K
Hv
tính
theo công thức sau:

032,1
1.061,1.763000.2
786,137.295.4,0.152,3
1
...2
..
1
1
1
=+=+=
αβ
ν
HH
wwH
Hv
KKT
db
K

trong đó :
152,3

282,3
295
.759,0.73.006,0...
0
===
m
w
HH
u
a
vg
δν
với v = 0,759 tính được ở trên,
H
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra
trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g
0
- hệ số
kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “
Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Thay các giá trị vừa tính được vào (2-12) ta được :

( )
590,399
786,137.282,3.295.4,0
1282,3.095,1.763000.2
.862,0.715,1.274
2
=

+
=
H
σ
MPa
Theo(2-1) với v = 0,759m/s, với v< 5m/s Z
v
= 1, với cấp chính xác động học là 9, chọn
cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám R
z
= 10 ...40µm, do
đó Z
R
= 0,9, với d
w1
< 700mm, K
xH
= 1 do đó

[ ]
620,4331.1.1.9,0.8,481....
0
lim
===
HLxHvR
H
H
H
KKZZ
S

σ
σ
MPa
Ta thấy
HH
σσ
>
][
và
%4%8,7%100.
][
][
>=
−
H
HH
σ
σσ
không thoả mãn điều kiện bền tiếp
xúc, vậy ta phải chọn lại
35,0
=
ba
ψ
⇒
( )
796,0)129,3.(35,0.53,01..53,0
=+=+=
u
babd

ψψ
do đó theo 6.7 K
H
β
=
1,05
→
174,306
35,0.29,3.8,481
05,1.763000
).129,3.(5,49
3
2
2
=+=
w
a
mm
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
24

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ
Lấy a
w
= 306mm
Chọn m = 3,5
Số răng bánh nhỏ :

759,40
)129,3.(5,3

306.2
)1.(
.2
2
1
=
+
=
+
=
um
a
z
w

Lấy z
1
= 40
Số răng bánh lớn :
z
2
= u.z
1
= 3,29.40 = 131,600
Lấy z
2
= 131
Tổng số răng z
t
= z

1
+ z
2
= 40 + 131 = 171 do đó tỉ số truyền thực là :

275,3
40
131
1
2
===
z
z
u
m
Khoảng cách trục lúc này là :

250,299
2
.
cos.2
)(
21
2
==
+
=
t
tw
zm

zzm
a
β
mm
Chọn a
w
= 300mm
Để đảm bảo khoảng cách trục a
w
= 300mm ta nên cắt răng có dịch chỉnh và ta tiến hành
như sau :
Hệ số dịch tâm :
214,0)13140.(5,0
5,3
300
).(5,0
21
2
=+−=+−=
zz
m
a
y
w
Hệ số :
251,1
171
214,0.1000.1000
===
t

y
z
y
k
Theo bảng 6.10a trang 101 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” tra được
k
x
= 0,015
Hệ số giảm đỉnh răng :
003,0
1000
171.015,0
1000
.
===∆
tx
zk
y
Tổng hệ số dịch chỉnh :
217,0003,0214,0
=+=∆+=
yyx
t
Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 được tính như sau :

( ) ( )
052,0
171
214,0
.40131217,0.5,0..5,0

121
=






−−=






−−=
t
t
z
y
zzxx

→ x
2
= x
t
– x
1
= 0,217 – 0,052 = 0,165
Góc ăn khớp :

937,0
300.2
20cos.5,3.171
.2
cos..
cos
0
===
w
t
tw
a
mz
α
α
Do đó : α
tw
= 20,390
0
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT
25