Đồ Án Chi Tiết Máy Thiết Kế Hộp Giảm Tốc Hai Cấp Đồng Trục Bánh Răng Nghiêng

Đồ án Chi Tiết Máy

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo
máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt
kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án
tiếp theo.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói
chung .
Trong môi trƣờng công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà
vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.
Đƣợc sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục để ôn lại kiến
thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.
Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận
đƣợc những nhận xét quý báu của các thầy.
Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ
án này!
SVTH: Đặng Danh Huân

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 1

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG

1.Động cơ điện
2. Bộ truyền đai thang
3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục
4. Nối trục đàn hồi
5. Xích tải
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải: F = 5000N
Vận tốc xích tải: v = 0,5715 m/s
Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 27
Bƣớc xích tải: p = 25,4 mm
Thời gian phục vụ: L = 24000 (h)
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,9T; T3 = 0,75T
t1= 15s ; t2 = 48s ; t3 = 12s

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 2

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

MỤC LỤC
PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI ........................................
PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN .......................
1. Chọn động cơ ..................................................................................................
2. Phân phối tỉ số truyền .....................................................................................

PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
1. Chọn dạng đai .....................................................................................................
2. Tính đƣờng kính bánh đai nhỏ ............................................................................
3. Tính đƣờng kính bánh đai lớn .............................................................................
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l .................................................
5. Tính góc ôm đai nhỏ ...........................................................................................
6. Tính số đai z ......................................................................................................
7. Kích thƣớc chủ yếu của bánh đai ........................................................................
8. Lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu Fo .................................................
9. Đánh giá đai ......................................................................................................
10. Tuổi thọ đai ......................................................................................................
PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Tính toán cấp chậm ...............................................................................................
2. tính toán cấp nhanh ...............................................................................................
PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN ..............................
1. Thiết kế trục

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

2. Tính then

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

PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC .................................................
1. Chọn ổ lăn

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

2. Khớp nối trục ......................................................................................................
PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc .....................................................................................
2.Các chi tiết phụ ...................................................................................................
3. Dung sai lắp ghép................................................................................................
PHẦN VIII : XÍCH TẢI ............................................................................................

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 3

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản
xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi
làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất. Dưới đây là hình
ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất:

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 4

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.

1. Chọn động cơ
1.1. Xác định tải trọng tương đương
Gọi : P là công suất trên xích tải.

 là hiệu suất chung của hệ thống dẫn động
Pt là công suất tinh toán tren trục máy công tác
Ta có :

Pct 

Pt



(kW)

Theo (2.8)TL1

Công suất tƣơng đƣơng: (Trƣờng hợp tải trog thay đổi )

P1 .t 2  P2 .t 2  P3 .t 3
t1  t 2  t 3
2

=

2

2

Theo (.12 & 2.13)L1

T
T1
T
 1 ; 2  0,9 3  0, 75
T
T
T

Với:

=> P1  P P2  0,9 P P3  0,75 P
Trong đó : P = (F.v)/1000 = (5000.0,5715) / 1000 = 2,86 (KW)
Thay số vào ta đƣợc:kn
P1 .t 2  P2 .t 2  P3 .t 3
= 2,57 (KW)
t1  t 2  t 3
2

=

2

2

1.2. Xác định công suất cần thiết
Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3 1
Chọn:

- Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở):  d  0.96
- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (đƣợc che kín) :  br  0.98

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 5

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

- Hiệu suất của cặp ổ lăn: ηol = 0,99 5
- Hiệu suất của khớp nối trục:  kn  0.99
- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống

η:

   d . br 2 . ol 5 . kn
= 0.96.0,98 2.0,995 5.0,99 = 0,89
Công suất cần thiết:
=

2,57
 2,89 (KW)
0.89

Số vòng quay của xích tải khi làm việc:
nlv 

60000 .v 60000 .0,5715

 50 vòng/phút
z. p
27.25,4

Theo (2.17) TL1

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb  nlv .ut

Theo (2.18) TL1

Theo bảng 2.4TL1 ta có :

-

Bộ truyền đai
=4
Bộ truyền bánh răng = 14

Ta chọn đuợc tỉ số truyền sơ bộ là: ut  u d .ubr = 4.14 = 56
Vậy nsb  50.56  2800 (v/ph)

Pdc  p ct
Với những ĐK : ndb  n sb
Tmm
T
 k

T
Tdn
Theo bảng (P.1.3 Tl1)
Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ nđb = 2838 (vòng/phút) (2p = 2 )
Động cơ loại 4A90L2Y3 (Do lien xô cũ chế tạo)
Ta chọn đƣợc động cơ với các thông số sau:

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 6

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

Kiểu động cơ

Vận tốc

Công suất

4A90L2Y3

3 KW

quay

%

Tk
Tdn

2838

84,5

2,2

cos 
0,88

2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung: (Theo 3.23) TL1

ut 

ndc 2838

 56,76
nlv
50

Mà

ut = ud.uh

Với

ud là tỉ số truyền của đai

uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Chọn u d  4 , uh 

ut 56,76

 14,19
ud
4

uh = u1.u2 ( u1,u2 là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm)
Đối với hộp giảm tốc đồng trục, để sử dụng hết khả năng tải của cặp bánh răng cấp nhanh ta chọn u1 theo
công thức:

uh  3 uh
u1 =
3

uh

 ba 2
 ba1

 ba 2
1
 ba1

Theo 3.21 [Tài liệu cơ sở TK Máy ĐHBKĐHQGTPHCM)
giá trị

suy ra

 ba 2
thông thƣờng bằng 1,5 hoặc 1,6 ở đây ta chọn bằng 1,5
 ba1
u1 =

14,19  3 14,19.1,5
3

14,19.1,5  1

 4,187

;

u2 = 14,19 / 4,187 = 3,389

Công suất trên các trục:
SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 7

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

P3 

Ptd
2,57

 2,609 ( KW )
 ol . kn 0,995 .0,99

P2 

P3
2,609

 2,676 ( KW )
 ol . br 0,995 .0,98

P1 

P2
2,676

 2,744 ( KW )
 ol . br 0,995 .0,98

Pdc 

P1
2,744

 2,873( KW )
 ol . d 0,995 .0,96

Số vòng quay trên các trục:

n1 

ndc 2838

 709 ,5(vg / ph)
ud
4

n2 

n1 709 ,5

 169 ,453(vg / ph)
u1 4,187

n3 

n2 169 ,453

 50(vg / ph)
u2
3,389

Mômen xoắn trên các trục:
Ta có :

Ti  9,55.10 6.

Pi
ni

 Tdc  9,55.10 6.

3
 10095 ( N .mm)
2838

Tƣơng tự T1 = 36934,7 (N.mm)
T2 = 150813,4 (N.mm)

T3 = 498319 (N.mm)

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 8

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

Bảng thông số
Trục
Động cơ

Thông số
Tỷ số truyền

I

4

II
4,187

III
3,389

Công suất (kW)

2,873

2,744

2,676

2,609

Số vòng quay (vg/ph)

2838

709,5

169,453

50

Mômen T (Nmm)

10095

36934,7

150813,4

498319

Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang.
1. Chọn dạng đai:
Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai:

ndc  2838 (v / ph)
Pdc  3( KW )
ud  4
Theo sơ đồ hình 4.2[TL1]
ta chọn loại đai là đai hình thang thƣờng loại A, ta chọn nhƣ sau:
(L = 560 - 4000, d1 = 100 - 200)

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 9

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

Thông số cơ bản của bánh đai
Kích thƣớc mặt cắt, (mm)

Loại đai

Diện tích

bt

b

H

y0

A1 (mm2)

11

13

8

2,8

81

Thang, A

2. Tính đường kính bánh đai nhỏ

d1  (5,2....6,4).3 T1  (5,2...6,4)3 10095

Theo 4.1 TL1

Với d 1 = (102,4 …128,3)
Theo tiêu chuẩn chọn d1 = 125mm
Vận tốc dài của đai:

v1 

d1n
60000

 18,56(m / s)

Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép:

vmax = 25m / s
3. Đường kính bánh đai lớn
Đƣờng kính bánh đai lớn

d2 = ud .d1 (1- ξ ) Theo 4.2 TL1
 125 .4 /(1  0,015 )  507 ,6(mm)

(Do sự trƣợt đàn hồi giữa đai và bánh đai.Trong đó  là hệ số trƣợt tƣơng đối, thƣờng  = 0,01  0,02 ta
chon ξ = 0, 015 )

Theo tiêu chuẩn của bánh đai hình thang ta chọn

d2 = 500mm
-Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 10

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

uttd =

d 2 500
=
= 4 = ud
d1 125

Không co sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai đƣợc thỏa mãn.
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l
4.1 Chọn khoảng cách trục a .

2  d1  d2   a  0,55  d1  d2   h

Theo 4.14 TL1

2 125  500  a  0,55 125  500  8 (h chiều cao tiết diện đai)
351,75  a  1250

Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 475 mm (a/d2 = 0,95)
4.2 Chiều dài đai L
L = 2.a + π
 2.475 

d1 + d 2 (d 2 - d1 )
+
2
4a

4.4[TL1]

3,14(500  125 ) (500  125 ) 2

 2005 (mm)
2
4.475

Theo tiêu chuẩn chọn L = 2000 (mm)
Xác định lại khoảng cách trục a

a
Với

  2  82

  L


4.5a[1]

4

 ( d1  d 2 )
2

 1018

d 2  d1 500  125

 187,5mm
2
2

a  (1018  1018 2  8.187 ,5 2 ) / 4  471,8  475(mm)

Vậy a =475 (mm) đƣợc chọn thõa
5. Tính góc ôm đai nhỏ
Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trƣờng hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm bánh đai
nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng đƣợc thõa
Theo 4.7 TL1

1  180 0  57 0 (d 2  d1 ) / a  135 0
SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 11

Trường ĐHKT-KTCN

Đồ án Chi Tiết Máy

Vì α1 > αmin = 120o thỏa mãn điều kiện không trƣợt trơn.
6. Tính số đai z

Z

Ta có:
Với:

P1 .K d
Theo 4.16 TL1
[ P0 ].C .C l .Cu .C z

: công suất trên trục bánh dẫn trƣờng hợp này cũng chính là công suất động cơ, kW( Pdc

Pdc

=3kW)

[po ] : công suất có ích cho phép đƣợc xác định theo đồ thị hình 4.19[TL1]
[po] = 2,4kw

C : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của góc ôm . Tra bảng 4.15 TL1
C =1 – 0,0025(180 –  1 ) = 0,875

Cu : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tỉ số truyền, chọn Cu = 1,14 ( tra bảng 4.17 [TL1])
CL : hệ số xét đến ảnh hƣởng của chiều dài đai L
Ta có

l 2000

 1,17
l 0 1700

Với L0 là chiều dài thực nghiệm
Tra bảng 4.16 [TL1] =>

L0 = 1700mm

CL = 1

Cz : hệ số ảnh hƣởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai
Z

23

46

Z >6

Cz

0,95

0,9

0,85

Chọn Cz = 0,95 ( P1/[P] = 3/2,4 = 1,25 )

K d : Hệ số xét đến ảnh hƣởng tải trọng, theo bảng 4.7[TL1]
Chọn K d = 1,35 (do cơ cấu phải làm việc 2 ca )
Thay các thông số vào ta có: Z 

3.1,35
 1,8
2,4.0,875 .1.1,14.0,95

chọn Z = 2
7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
7.1 Chiều rộng bánh đai
SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 12

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

Chiều rộng bánh đai: B = ( z - 1)t + 2e

4.17[2]

Với t và e tra bảng 4.21[TL1]
t = 15mm
e = 10mm

ho = 3,3 mm

thay số vào ta đƣợc:
B = (2 – 1 ).15 + 2.10 = 35mm
7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai:
Theo 4.16 [TL1]
Bánh dẫn : d a1  d1  2h0  500  2.3,3  506,6
Bánh bị dẫn : d a 2  d 2  2h0  125  2.3,3  131,6(mm)

8. Lực tác dụng lên trục Fr, và lực căng ban đầu Fo.
Lực căng trên 1 đai:

F0 =

780 pdc .kd
+ Fv
v1.Cα .Z

Với Kd : hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải lam việc 1ca ta chọn

P1 = 3
Kd = 1,35

trƣờng hợp này làm việc 2 ca nên

C = 0,875 (đã tính ở trên)
V = 18,56
Z=2
Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra.
Fv  qm v12

4.20[2]

qm : khối lƣợng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta đƣợc
qm = 0,105 kg/m
 Fv = 0,105.18,562 = 36,17 kgm/s2

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 13

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

 F0 

780 .3.1,35
 36,17  230 ( N )
18,56.0,875 .2

Lực tác dụng lên trục: trục đƣợc tính nhƣ sau:

Fr  2F0.Z.sin( 1 / 2) = 850 (N)

Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng.
1. Tính toán cấp chậm.
1.1 Chọn vật liệu:
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất nhỏ (Pdc =3KW), chỉ cần chọn vật liệu
nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng đƣợc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng
chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Dựa theo bảng 3.8 ( [1] ) chọn

45X và 40X Thép loại thép này rất thông dụng , rẻ tiền.Với phƣơng pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1 ta đƣợc
các thông số sau:

Bánh
chủ
động
Bánh bị
động

Vật

Nhiệt

liệu

luyện

Thép

Tôi cải

45
thiện
X
Thép Tôi cải
thiện
40X

SVTH: Đặng Danh Huân

Giới hạn

Giới hạn

bền

chảy

 b N/mm

2

850

850

Trang 14

2

 ch N/mm

Độ cứng
HB

650

230…280

550

230…260

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91]
0
0
[σH] = ( σ Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL.
Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do
đó chỉ còn :
0
[σH] = ( σ Hlim / SH) KHL
0
[σF] = ( σ Flim / SF) KFC KFL

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 15

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

0
0
Với σ Hlim, σ Flim : lần lƣợc là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với
số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94]
0
ta đƣợc :σ Hlim = 2HB+70= 2x260+70 = 590 và
0
σ Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468
(với bánh chủ động).
SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng
6.2 [TL1 tr 94] ta đƣợc SH = 1.1 và SF = 1.75 (với bánh chủ động).
KFC hệ số xét đến ảnh hƣởng đặt tải.K FL = 1 khi đặt tải một chiều.
KHL và KFL hệ số tuổi thọ đƣợc tính
CT 6.3 và 6.4 [Tl1 tr 93]:
K HL  m H N HO / N HE

Và K FL  m F N FO / N FE

ở đây : mH và mF – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
trong trƣờng hợp này mH = 6 và mF = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.
NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :
2, 4
 30.260 2, 4 =18752418
Theo 6.5 TL1 tr93 : N HO  30.H HB

6
NFO = 4.10 đối với tất cả các loại thép.
NFE và NHE số chu kì thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng :
Ta xét tải trọng thay đổi :

N HE  60.C.(Ti / T max) 3 .ni .ti
N FE  60.C.(Ti / T max) m F .ni .ti

Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1
n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 169,6, nbđ =50
Ti : mô men xoắn.
L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên
Tổng số giờ làm việc :t =5. 300. 2. 8 = 24000 (giờ)

SVTH: Đặng Danh Huân
Trường ĐHKT-KTCN

Trang 16


Đồ án Chi Tiết Máy

Suy ra với bánh chủ động

N HE  60.1.169 ,5.24000 .(13.

15
48
12
 0,93.
 0,753. )  207815322
75
75
75

N FE  60.1.169 ,5.24000 .(16.

15
48
12
 0,96.
 0,756. )  138865474
75
75
75

Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1. Suy
ra với bánh chủ động:
[σH]cđ =590/1,1 = 536,4 Mpa
2
[σF]cđ = 468/1,75 = 267,4 Mpa (N/mm ).
Đối với bánh bị động tương tự ta có :
0
σ Hlim = 2HB+70= 2.250+70=570 và
0
σ Flim = 1.8HB = 1,8.250 = 450
SH = 1.1 và SF = 1.75
Có

N HE  60.1.50.24000 .(13.
N FE  60.1.50.24000 .(16.

15
48
12

 0,93.
 0,753. )  52852320
75
75
75

15
48
12
 0,96.
 0,756. )  40939114
75
75
75

Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1.
Suy ra [σH]bđ =570/1,1 = 518,2 MPa
2
[σF]bđ = 450 / 1,75 = 257,1 MPa (N/mm ).

Vậy : [σH]cp 

[ H ]cd  [ H ]bd 518,2  536 ,4

 527 ,3( MPa)
2
2

[σH]bđ  1,25 [σH]bđ=647,75
Vậ y t hỏa m ãn yêu c ầu 6.12 T L1

SVTH: Đặng Danh Huân
Trường ĐHKT-KTCN

Trang 17


Đồ án Chi Tiết Máy

1.3 Xác định khoảng cách trục aw
Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh chủ động.

aW  K a (u  1)3

T1.K H
Theo 6.15a TL1
[ H ]2 .u. ba

trong đó : dấu + khi ăn khớp ngoài, - khi ăn khớp trong.


Ka :hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra
bảng 6.5 [TL1 tr 96] đƣợc Ka = 43 (Mpa).



Ψba :hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0,3.
Suy ra Ψbd = 0,53 Ψba (u  1) = 0,53 .0,3(3.389 + 1)=0.698
(CT 6.16 [TL1 tr 97].
Tra bảng 6.7 với Ψbd = 0.698 và ở sơ đồ 5 ta đƣợc KHβ = 1,05.



T1 momen xoắn trên trục bánh chủ động T1= 150813 Nmm.



[σH] ứng suất tiếp cho phép [σH] = 527,3 Mpa.



U tỉ số truyền u = 3.389

Thay số vào => aW = 155,07
Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 150 mm
1.4 Môđun bánh răng.
Theo CT 6.17 TL12
m = (0,01…0,02)aW = 1,5 … 3,0
chọn m = 2 mm theo tiêu chuẩn
1.5 Số răng của bánh răng.
Vì răng nghiêng ta chọn  = 15 0
Theo CT 6.31 TL1: Z1 

2aW . cos  2.150 . cos150

 33,01
m(u  1)
2(3,389  1)

Vậy ta chọn số răng bánh dẫn là 33

Vậy số răng bánh bị dẫn là Z 2 = u.Z1 = 3,389.33 = 111,8
SVTH: Đặng Danh Huân
Trường ĐHKT-KTCN

Trang 18


Đồ án Chi Tiết Máy

Ta chọn Z 2 = 112
Tỉ số truyền sau khi chọn răng:
Sai số tỉ số truyền: U 

Ut 

Z 2 112

 3,394
Z1 33

(3,394  3,389 )
.100  0,...
3,389

Vậy số răng cặp bánh răng đƣợc thõa.
Tính lại góc  : ta có Cos  = m Zt / 2a

= 2.145/2.150 = 0,946

Vậy  = 14,8 0  20 0 Thỏa mãn với đk   [8;20]

1.6 Góc ăn khớp :
Theo ct 6.27 TL1

CostW  Zt .m.cos / 2aW
(Có   20 0 )
=>

=>

Cos tW  145 .2. cos 20 0 / 2.150  0.889

 tW  24,70

1.7 Kích thước bộ truyền bánh răng
Chiều rộng bánh răng :

bW 1   .aW  0,3.150  45 mm
Đƣờng kính vòng chia:

d1 = Z1.m /cos  = 68,3 mm

d 2 = Z2.m /cos  = 231,7mm
Đƣờng kính lăn :
d w1 = 2aW/(u+1) = 68,3 mm

dW 2 = d w1 .u = 68,3.3,394 = 231,8 mm
Đƣờng kính đỉnh răng :
d a1 = dw1 + 2.m = 72,3 mm
d a 2 = dw2 + 2.m = 235,7 mm

Đƣờng kính vòng chân răng :

SVTH: Đặng Danh Huân
Trường ĐHKT-KTCN

Trang 19


Đồ án Chi Tiết Máy

df1 = dw1 – 2,5m = 63,3 mm
df2 = dw2 – 2,5m = 226,7 mm
vận tốc bánh răng:
v

 .dW 1.n1
60000

 0,606

Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9
1.8 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

 H  Z M .Z H .Z  . 2.T1.K H .(u  1) /(bW .u.d 2W 1 )  [ H ] theo 6.33 TL1
Với :
* Zm  274 : hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5
TL1
* ZH – Hệ số xét đến ảnh hƣởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH =

2 cos  b / sin 2 tW Theo 6.34 TL1

Với  b góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tg  b = cos t .tg
( t =  tW  24,70 Vì bánh răng ko dịch chỉnh)
tg  b = cos24,7.tg14,8=0,24 Vậy  b = 13,5
ZH =

2 cos13,5 / sin 2.24,7 = 1,6

* Z  - Hệ số xét đến sự trùng khớp răng.

   bW Sin /( m ) = 45Sin14,8/ 2 = 1,83

Theo 6.37 TL1

   1 Theo 6.36c TL1
Áp dụng 6.38b TL1

Z  = 1/ 

 = [1,88  3,2(1/ Z1  1/ Z 2 )] cos s = 1,696

=> Z  = 1/ 1,696 = 0,769


SVTH: Đặng Danh Huân
Trường ĐHKT-KTCN

K H - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.

Trang 20


Đồ án Chi Tiết Máy

K H  K H .K H .K Hv

Trong đó K H  1,05

KH = 1,13 : hệ số phân bố ko đều tải trọng . Tra bảng 6.14 TL1
K Hv = 1 
Trong đó

vH   H .g o .v. aW / u

Tra bảng 6.15 TL1

 H  0,002
g o  73

vH  0,002 .73.0,606 150 / 3,394 = 0,58 (m/s)

=>

K Hv = 1 
=>

Vậy

vH .b .dW 1
2.T1.K H .K H

0,58 .45 .68,3
= 1,005
2.150813 .1,13 .1,05

K H = 1,005.1,05.1,13 = 1,192

 H  274 .1,6.0,769 2.150813 .1,192 .4,394 /( 45.3,394 .68,32 )

MPa
=>  H  [ H ]
Vậy độ bền tiếp xúc đƣợc thõa mãn.

SVTH: Đặng Danh Huân
Trường ĐHKT-KTCN

Trang 21

= 502


Đồ án Chi Tiết Máy

1.9 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn
σFcđ = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)  [σF]cd.

CT 6.43.và 6.44 [TL1tr108]:

σFbđ = σF1YF2/YF1  [ σF2]bd.
Trong đó : Yε = 1/ εα = 1/1.696 = 0.59:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Yβ = 1-β/140 = 1- 14,8/140 =0,894.
YF1 ,YF2 hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động.
Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x1=0, x2 =0 và zv1=z1/ cos3 
=36,5 ; zv2= z2/ cos3  = 124 và suy ra đƣợc YF1= 3,7; YF2= 3,6.
KF = KFβKFαKFv CT 6.45 TL1

KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
Với :
rộng vành răng, tra bảng 6.7 [TL1 tr 98] với sơ đồ 4 suy ta có KFβ = 1,12.
KFα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng. Tra bảng 6.14 TL1
KFα = 1,37
KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn: Theo CT 6.46 TL1

K Fv  1 

v F .b .dW 1
2.T1 .K F .K F

Với
vF   F .g o .v. aW / u

SVTH: Đặng Danh Huân
Trường ĐHKT-KTCN

v  0,606


 g o  73

 F  0,006

Trang 22


Đồ án Chi Tiết Máy

vF  0,006 .73.0,606 150 / 3,394

= 1,75

1,75.45.68,3
 1,01
2.150813 .1,12.1,37
Suy ra KF = 1,01.1,12.1,37 = 1,55
K Fv  1 

Suy ra σ Fcđ = 2.150813.1,55.0,59.0,894.3,42/(45.68,3.2) = 148 MPa
MPa  [σFcđ] = 267,4 MPa.
σFbđ = 148.3,6/3,7=144  [σFbđ] =257 Mpa.
Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.
1.10

Kiểm nghiệm quá tải :

Adct 6.48 TL1

 H max   H . K qt  [ H ]max

Theo CT 6.13TL1 [ H ]max  2,8. ch  2,8.650  1820
K qt  Tmax / T  2,2

=>

 H max  502 . 2,2  744  [ H ]max Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc.

Adct 6.49 TL1  F max   F .K qt  [ F ]max
Theo CT 6.14 TL1 [ F ]max  0,8. ch  0,8.650  520
=>  F max  144 .2,2  316,8  [ F ]max Vậy thỏa mãn quá tải về uốn.

2 : Tính toán cấp nhanh.
2.1 Chọn vật liệu:
So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền cấp chậm có tỉ số truyền cao hơn, nhƣng chênh lệch
không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh giống cấp chậm.

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 23

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

Bánh
chủ
động
Bánh bị

động

Vật

Nhiệt

liệu

luyện

Thép

Tôi cải

45
thiện
X
Thép Tôi cải
thiện
40X

Giới hạn

Giới hạn

bền

chảy

 b N/mm

2

850

850

2

 ch N/mm

Độ cứng
HB

650

230…280

550

230…260

2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91]
0
0
[σH] = ( σ Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL.
Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do

đó chỉ còn :
0
[σH] = ( σ Hlim / SH) KHL
0
[σF] = ( σ Flim / SF) KFC KF

SVTH: Đặng Danh Huân

Trang 24

Trường ĐHKT-KTCN


Đồ án Chi Tiết Máy

0
0
Với σ Hlim, σ Flim : lần lƣợc là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với
số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94]
0
ta đƣợc :σ Hlim = 2HB+70= 2x260+70 = 590 và
0
σ Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468
(với bánh chủ động).
SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng
6.2 [TL1 tr 94] ta đƣợc SH = 1.1 và SF = 1.75 (với bánh chủ động).
KFC hệ số xét đến ảnh hƣởng đặt tải.K FL = 1 khi đặt tải một chiều.
KHL và KFL hệ số tuổi thọ đƣợc tính
CT 6.3 và 6.4 [Tl1 tr 93]:
K HL  m H N HO / N HE

Và K FL  m F N FO / N FE

ở đây : mH và mF – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
trong trƣờng hợp này mH = 6 và mF = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.
NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :
2, 4
 30.260 2, 4 =18752418
Theo 6.5 TL1 tr93 : N HO  30.H HB

6
NFO = 4.10 đối với tất cả các loại thép.
NFE và NHE số chu kì thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng :
Ta xét tải trọng thay đổi :
N HE  60.C.(Ti / T max) 3 .ni .ti
N FE  60.C.(Ti / T max) m F .ni .ti

Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1
n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 709,5 ; nbđ =169,5
Ti : mô men xoắn.
L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên
Tổng số giờ làm việc :t =5. 300. 2. 8 = 24000 (giờ)

SVTH: Đặng Danh Huân
Trường ĐHKT-KTCN

Trang 25