bài Thuyet minh 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........................................................3
BÀI 2 : ĐỘNG CƠ ĐIỆN - HỘP GIẢM TỐC – TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG............6

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

2


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

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 A0

Một bản vẽ chế tạo một chi tiết điển hình A2 hoặc A3
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 (ut)
Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền.
Lập bảng công suất mômen xoắn số vòng quay cho từng trục.

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

3


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

- 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
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

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

4


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

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

5


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.
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 cos ϕ 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 cos ϕ 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

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

6


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

(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

Pct =

Pt
(1-1)
η

trong đó : Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
Pt – công suất tính toán (công suất làm việc trên trục máy công tác)
η - hiệu suất của toàn bộ hệ thống
η = η1.η2.η3… (1-2)
với η1,η2,η3 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”
η = ηK.ηol3.ηbr2.ηđ = 0,99.0,993.0,972.0,96 = 0,868
với : ηK - hiệu suất nối trục đàn hồi
ηol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ηbr - hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc
ηđ - hiệu suất bộ truyền đai
Theo công thức (1-1) :

Pct =

Pt
8
=
= 9,217 (kW)
η 0,868

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 nđb 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 nđb lớn. Nhưng nđb cao
thì việc giảm tốc khó, tức là phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỉ số truyền lớn hơn, kết

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

7


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

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 :
ut = u1.u2.u3...(1-3)
trong đó u1, u2, u3 ... 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, uđ = 2
Từ (1-3) ta được ut = 20.2 = 40
Số vòng quay trên trục máy công tác:
nsb = ut.nlv = 32.40 = 1280 (vòng/phút)
với nlv - số vòng quay của trục máy công tác
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 (vòng/phút)
Theo bảng phụ lục 1.3 với Pct = 9,217kW nđb = 1500 (vòng/phút) dùng động cơ

4A132M4Y3 có Pct = 11kW nđb = 1458 (vòng/phút),

T
TK
= 2 > mm = 1,3
Tdn
T

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 :
Pt = Ptg
2.Hộp giảm tốc
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.

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

8


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

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 ut của hệ thống dẫn động.
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức :

n dc 1458
=
= 45,563
nlv
32

ut =

trong đó: nđc - số vòng quay động cơ đã chọn( vg/ph )
nlv - 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 uh và bộ truyền
ngoài un.
ut = uh.un
Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng dạng khai triển nên ta chọn u h = 20

→ un =

u t 45,563
=
= 2,278
uh
20

Phân phối tỉ số truyền uh cho từng bộ truyền trong hộp giảm tốc :
uh = u1.u2
trong đó : u1 - tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh
u2 - 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 :
u1 = 6,07
u2 = 3,29
Tính lại un theo u1, u2 ta có

un =

ut

45,563
=
= 2,282
u1 .u 2 6,07.3,29

2.3.Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.
Dựa vào cc Pct 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 : Pct = 9,217(kW)
nđc = 1458(vòng/phút)
Tính toán đối với trục 1 ta được :
P1 = Pct.ηol.ηđ = 9,217.0,99.0,96 = 8,760(kW)

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

9


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

n1 =

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

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

T1 = 9,55.10 6.

p1
8,760
= 9,55.10 6.
= 0,131.10 6 (Nmm)
n1
638,913

Tính toán đối với trục 2 ta được :
P2 = P1.ηol.ηbr = 8,670.0,99.0,97 = 8,412(kW)

n2 =

n1 638,913
=
= 105,257 (vòng/phút)
u1
6,07

T2 = 9,55.10 6.

p2
8,412
= 9,55.10 6.
= 0,763.10 6 (Nmm)
n2
105,257

Tính toán đối với trục 3 ta được :

P3= P2.ηol.ηbr = 8,412.0,99.0,97 = 8,078(kW)

n3 =

n2 105,257
=
= 32 (vòng/phút)
u2
3,29

T3 = 9,55.10 6.

p3
8,078
= 9,55.10 6.
= 2,411.10 6 (Nmm)
n3
32

trong đó : Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ
uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai
u1, u2 - tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc hai cấp
ηđ, ηol, ηbr - 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
Trục

Động cơ

1

2

3

Thông số
Công suất P, kW
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n, vòng/phút
Mômen xoắn T, Nmm

11

8,760
2,282

1458
0,072.106

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

8,412
6,07

638,913
0,131.106

8,078
3,29

105,257
0,763.106

32
2,411.106

10


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

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.
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.

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

11


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

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.n2. 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.
HB1 = HB2 + ( 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 σb1 = 850MPa, σch1 =
580Mpa.
Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2 = 750MPa, σch2 =
450Mpa.
Cụ thể chọn HB1 = 245, HB2 = 230.
2. Xác định ứng suất cho phép [σ H], [σ F].
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được xác định theo các
công thức sau :

[σ H ] = σ H lim
SH

0

.Z R .Z v .K xH .K HL (2-1)

σ F lim 0
[σ F ] =
.YR .YS .K xF .K FC .K FL (2-2)
SF
trong đó : ZR - hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng
Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS - hệ số xét đến ảnh hưởng của hệ số tập trung ứng suất
KxF - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước của bộ truyền bánh răng (ứng
suất uốn)
Tính sơ bộ ta được :
ZR.Zv.KxH = 1
YR.YS.KxF = 1
Do đó các công thức (2-1), (2-2) trở thành :

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

12


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

σ H lim 0
[σ H ] =
.K HL (2-1a)
SH
σ F lim 0
[σ F ] =
.K FC .K FL (2-2a)
SF
trong đó :

σ H lim 0 , σ F lim 0 , SH, SF 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 :

σ H lim 0 = 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; σ F lim 0 = 1,8HB ; SF = 1,75
Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ HB1 = 245, độ rắn của bánh răng lớn HB2 = 230 khi đó :

σ H lim1 0 = 2HB1 + 70 = 2.245 +70 = 560MPa
σ F lim1 0 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441Mpa
σ H lim 2 0 = 2HB2 + 70 = 2.230 +70 = 530MPa
σ F lim 2 0 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414Mpa
KFC- hệ số kể đến ảnh hưởng của động cơ làm việc một chiều, hai chiều :
KFC = 1 với động cơ một chiều
KFC = 0,7 ÷ 0,8 với động cơ hai chiều
KHL , KFL - hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn và được xác định theo các công
thức sau :

K HL = mH

N HO
N HE

(2-3)

K FL = mF

N FO
N FE

(2-4)

trong đó : mH, mF - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
mH = 6, mF= 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 hoặc bánh răng có mài mặt lượn chân răng
mF = 9 khi độ rắn mặt răng HB > 350 và không mài mặt lượn chân răng
Ở đây ta chọn mH = 6, mF = 6
NHO - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO = 30HHB2,4
Suy ra : NHO1 = 30HHB2,4 = 30.2452,4 = 1,626.107
NHO2 = 30HHB2,4 = 30.2302,4 = 1,397.107
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

13


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

NFO - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép
NHE, NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh
NHE = NFE = 60cnt∑
trong đó : c - số lần ăn khớp trong một vòng
n - số vòng quay
t∑ - tổng số thời gian làm việc
Suy ra : NHE1 = NFE1 = 60.1.650,893.8.5.300 = 46,864.10 7
NHE2 = NFE2 = 60.1.107,231.8.5.300 = 7,721.107
Ta thấy : NHE > NHO → KHL = 1
NFE > NFO → KFL = 1

σ H lim
Như vậy theo (3-1a) ta có : [σ H ] =

0

.K HL do đó

SH

[σ H ]1 = 560 .1 = 509,091 MPa
1,1

[σ H ] 2 = 530 .1 = 481,818 Mpa
1,1

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta lấy

[σ H ]

= min{

[σ H ] 1 ; [σ H ] 2 } → [ σ H ]

= 481,818Mpa

Theo (3-2a) với động cơ làm việc một chiều KFC = 1, ta được :

[σ F ]1 = 441 .1.1 = 252 MPa
1,75

[σ F ] 2 = 414 .1.1 = 236,571 Mpa
1,75

Ứng suất quá tải cho phép :
-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

[σ H ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 MPa
-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

[σ F ]1 max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464 MPa
[σ F ] 2 max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

14


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

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 :

a w = K a .(u + 1).3

T1 .K Hβ

(2-5)

[σ H ] 2 .u.ψ ba

trong đó : Ka - 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 ”
T1 - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
[ σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép
u - tỉ số truyền

ψ ba =

bw
- là hệ số, bw – là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6 trang 97 aw

“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
KHβ - 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 ”.

ψ bd = 0,53.ψ ba .( u + 1) = 0,53.0,3.(6,07 + 1) = 1,124 do đó theo 6.7 KHβ =
1,181
Từ (2-5) →

a w = 49,5.(6,07 + 1).3

131000.1,181
= 250,332 mm
481,8 2.6,07.0,3

Lấy aw = 250mm

3.1.2 Xác định các thông số ăn khớp.
a) Xác định môđun.
Môđun m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (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 aw, số răng bánh nhỏ z 1, số răng bánh lớn z2, góc nghiêng β của
răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức.

aw =

m( z1 + z 2 )
2. cos β

(2-6)

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

15


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

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 :

z1 =

2.a w
2.250
=
= 20,206
m.(u + 1)
3,5.(6,07 + 1)

Lấy z1= 20
Số răng bánh lớn :
z2 = u.z1 = 6,07.20 = 121,4
Lấy z2 = 121
Tổng số răng zt = z1 + z2 = 20 + 121 = 141 do đó tỉ số truyền thực là :

z 2 121
=
= 6,050
z1
20

um =

Khoảng cách trục lúc này là :

atw =

m( z1 + z 2 ) m.z t
=
= 246,75 mm

2. cos β
2

Chọn aw = 250mm
Để đảm bảo khoảng cách trục aw = 250mm ta nên cắt răng có dịch chỉnh và ta tiến hành
như sau :

aw
250
− 0,5.( z1 + z 2 ) =
− 0,5.(20 + 121) = 0,929
m
3,5

Hệ số dịch tâm :

y=

Hệ số :

ky =

1000. y 1000.0,929
=
= 6,589
zt
141

Theo bảng 6.10a trang 101 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” tra được
kx = 0,315

k x .z t 0,315.141
=
= 0,044
1000
1000

Hệ số giảm đỉnh răng :

∆y =

Tổng hệ số dịch chỉnh :

xt = y + ∆y = 0,929 + 0,044 = 0,973

Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 được tính như sau :


y
0,929 

x1 = 0,5. xt − ( z 2 − z1 ).  = 0,5.0,973 − (121 − 20 ).
= 0,154
zt 
141 


→ x2 = xt – x1 = 0,973 – 0, 154 = 0,819
Góc ăn khớp :

cos α tw =

z t .m. cos α 141.3,5. cos 20 0
=
= 0,927
2.a w
2.250

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

16


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

Do đó : αtw = 21,9550

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.T1 .K H .( u ± 1)

σ H = Z M .Z H .Z ε

bw .u.d w1

2

≤

[σ H ]

(2-7)

Trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của Z M =
274MPa1/3 tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =

2. cos β b
2. cos 0
=
= 1,698
sin 2α tw
sin 2.21,955

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

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

4 − εα

3
(4 − ε α ).(1 − ε β )
3

Vậy

εβ
εα

1
εα

εβ = 0

khi

εβ <1

khi

εβ ≥1

ε β - hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức :

εβ =
và

+

khi

bw . sin β
=0
m.π


1
1 
1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2 + . cos β = 1,88 − 3,2 +
 = 1,694
 20 121 
 z1 z 2 


Zε =

4 − 1,694
= 0,877
3

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

d w1 =

2.a w
2.250
=
= 70,922 mm

u m + 1 6,050 + 1

Vận tốc vòng của bánh nhỏ

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

17


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

v=

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

π .d w1 .n1 3,14.70,922.638,913
=
= 2,371 (m/s)
60000
60000

trong đó n1 – 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
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ.KHα.KHv = 1,181.1.1,115 = 1,317
trong đ ó : KHβ - 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 ”
KHα - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, trị số của KHα 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 Hα = 1.
KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số K Hv tính
theo công thức sau:

K Hv = 1 +
trong đó : ν H

= δ H .g 0 .v.

ν H .bw .d w1
6,676.0,3.250.70,922
= 1+
= 1,115
2.T1 .K Hβ .K Hα
2.131000.1,181.1

aw
250
= 0,006.73.2,371.
= 6,676
um
6,050

với v = 2,371 tính được ở trên,

δ H - 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 :

σ H = 274.1,698.0,877.

2.131000.1,317.( 6,050 + 1)
= 421,247 MPa
0,3.250.6,050.70,922 2

Theo(2-1) với v = 2,371m/s, với v< 5m/s Zv = 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 ZR = 0,9, với dw1 < 700mm, KxH = 1 do đó

σ H lim 0
[σ H ] =
.Z R .Z v .K xH .K HL = 481,8.0,9.1.1.1 = 433,620 Mpa
SH
Ta thấy

σ H < [σ H ] và

[σ H ] − σ H
.100 = 2,9% < 4% thoả mãn độ bền tiếp xúc
[σ H ]

3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

18

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

Ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau :

σ F1 =
σ F2 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1 .m

≤ [σ F 1 ] (2-8)

σ F 1 .YF 2
≤ [σ F 2 ]
YF 1

trong đó : T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động
m – môđun pháp
bw - chiều rộng vành răng
dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động
Yε = 1/ε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với

εα là hệ số trùng khớp

ngang
Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Yβ = 1
YF1, YF2 - 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 ”
KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn :
KF = KFβ.KFα.KFv = 1,376.1.1,263 = 1,738
với KFβ 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 ”
KFα 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 KFα 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 Fα = 1.
KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp khi tính về uốn, trị số
KFv tính theo công thức sau:

K Fv = 1 +

trong đó :

ν F .bw .d w1
17,802.0,3.250.70,922
= 1+
= 1,263
2.T1 .K Fβ .K Fα
2.131000.1,376.1

ν F = δ F .g 0 .v.

aw
250
= 0,016.73.2,371.
= 17,802
um
6,050

với v = 2,371 tính được ở trên,

δ F - 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 ”

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

19


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

Ta có T1 = 131000MPa, m = 3,5mm, b w = 75mm, dw1 = 70,922mm với

εα = 1,694, Yε =

1/1,694 = 0,590, Yβ = 1, zv1 = z1 =20, zv2 = z2 = 121 theo bảng 6.18 trang 109 - “ Tính
toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta được YF1 = 3,89, YF2 = 3,47
Thay các giá trị vừa tính được vào (2-8) ta được :

σ F1 =

2.131000.1,738.0,590.1.3,89
= 56,136 MPa
0,3.250.70,922.3,5

σ F2 =

σ F 1 .YF 2 56,136.3,47
=
= 50,075 MPa
YF 1
3,89

Từ (3-2) ta có

[σ F 1 ] = σ F lim

0

[σ F 1 ] = σ F lim

0

.YR .YS .K xF = [σ F ]1 .YR .YS .K xF = 252.1.0.993.1 = 250,236 MPa

SF

SF

.YR .YS .K xF = [σ F ] 2 .YR .YS .K xF = 236,5.1.0.993.1 = 234,845 MPa

với YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 0,993
Ta thấy

σ F 1 = 56,136 MPa < [σ F 1 ] = 250,236 MPa
σ F 2 = 50,075 MPa < [σ F 1 ] = 234,845 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

K qt =

Tmax
= 1,3
T

σ H 1 max = σ H . K qt = 421,247. 1,3 = 480,295MPa < [σ H ] max = 1260 MPa
σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 56,136.1,3 = 62,977 MPa < [σ F ]1 max = 464 MPa
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 50,075.1,3 = 65,098MPa < [σ F ] 2 max = 360MPa
Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

20


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

a

a = 0,5m(z1 + z2) = 246,75mm

Khoảng cách trục

aw

aw = a + ym = 250mm

Đường kính chia

d

d1 = mz1 = 70mm, d2 = mz2 = 423,5mm

Đường kính lăn

dw

dw1 = 2aw/(um + 1) = 70,922mm
dw2 = dw1u = 429,078mm

da
Đường kính đỉnh răng

da1 = d1 + 2(1 + x1 - ∆y)m = 77,77mm

df
Đường kính đáy răng

da2 = d1 + 2(1 + x2 - ∆y)m = 435,925mm

db

df1 = d1 – (2,5 – 2x1)m = 62,328mm
df2 = d2 – (2,5 – 2x2)m = 420,483mm

α

db1 = d1cosα = 65,778mm

αt

db2 = d2cosα = 397,96mm

Góc prôfin gốc

αtw

Theo TCVN 1065-71, α = 200

Góc prôfin răng

xt

αt = arctg(tgα/cosβ) = 200

Góc ăn khớp

εα

αtw = arccos(acosαt/aw) = 21,9550

Đường kính cơ sở

Tổng hệ số dịch chỉnh

xt = 0,973

Hệ số trùng khớp ngang

εα = 1,694

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 :

a w 2 = K a .(u + 1).3

T2 .K Hβ

[σ H ] 2 .u.ψ ba

(2-10)

trong đó : Ka - 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 ”
T2 - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
[ σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép
u - tỉ số truyền

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

21


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ψ ba =

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

bw
- là hệ số, bw – là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6 trang 97 aw

“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
KHβ - 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 ”.

ψ bd = 0,53.ψ ba .( u + 1) = 0,53.0,4.(3,29 + 1) = 0,909 do đó theo 6.7 KHβ = 1,061

Từ (2-10) →

a w 2 = 49,5.(3,29 + 1).3

763000.1,061
= 293,864 mm
481,8 2.3,29.0,4

Lấy aw = 294mm

3.1.2 Xác định các thông số ăn khớp.
a) Xác định môđun.
Môđun m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (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 aw, số răng bánh nhỏ z 1, số răng bánh lớn z2, góc nghiêng β của
răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức.

aw =

m( z1 + z 2 )
2. cos β

(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 :

z1 =

2.a w2
2.294
=
= 39,161
m.(u + 1)
3,5.(3,29 + 1)

Lấy z1= 39
Số răng bánh lớn :
z2 = u.z1 = 3,29.39 = 128,310
Lấy z2 = 128
Tổng số răng zt = z1 + z2 = 39 + 128 = 167 do đó tỉ số truyền thực là :

um =

z 2 128
=
= 3,282
z1
39

Khoảng cách trục lúc này là :

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

22


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

atw 2 =

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

m( z1 + z 2 ) m.z t
=
= 292,250 mm
2. cos β
2

Chọn aw = 295mm
Để đảm bảo khoảng cách trục aw = 295mm ta nên cắt răng có dịch chỉnh và ta tiến hành
như sau :

a w2
295
− 0,5.( z1 + z 2 ) =
− 0,5.(39 + 128) = 0,786
m
3,5

Hệ số dịch tâm :

y=

Hệ số :

ky =

1000. y 1000.0,786

=
= 4,707
zt
141

Theo bảng 6.10a trang 101 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” tra được
kx = 0,171

k x .z t 0,171.167
=
= 0,029
1000
1000

Hệ số giảm đỉnh răng :

∆y =

Tổng hệ số dịch chỉnh :

xt = y + ∆y = 0,786 + 0,029 = 0,815

Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 được tính như sau :


y
0,815 

x1 = 0,5. xt − ( z 2 − z1 ).  = 0,5.0,815 − (128 − 39).
= 0,198

zt 
167 


→ x2 = xt – x1 = 0,815 – 0,198 = 0,617
Góc ăn khớp :

cos α tw =

z t .m. cos α 167.3,5. cos 20 0
=
= 0,931
2.a w
2.295

Do đó : αtw = 21,4190

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 :

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.T1 .K H .( u ± 1)
bw .u.d w1

2

≤

[σ H ]

(2-12)

Trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của Z M =
274MPa1/3 tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =

2. cos β b
2. cos 0
=
= 1,715
sin 2α tw
sin 2.21,419

trong đó βb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

23


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ
thống dẫn động cơ khí ”

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

4 − εα
3
(4 − ε α ).(1 − ε β )
3

Vậy

εβ
εα

1
εα

εβ = 0

khi

εβ <1

khi

εβ ≥1

ε β - hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức :

εβ =
và

+

khi

bw . sin β
=0
m.π


1
1 
1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2 + . cos β = 1,88 − 3,2 +
 = 1,773
 39 128 
 z1 z 2 


Zε =

4 − 1,773
= 0,862
3

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

d w1 =

2.a w
2.295
=
= 137,786 mm
u m + 1 3,282 + 1

Vận tốc vòng của bánh nhỏ

v=

π .d w1 .n1 3,14.137,786.105,257
=
= 0,759 (m/s)
60000
60000

trong đó n1 – 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
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ.KHα.KHv = 1,061.1.1,032 = 1,095
trong đ ó : KHβ - 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 ”

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

24

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

KHα - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, trị số của KHα 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 Hα = 1.
KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số K Hv tính
theo công thức sau:

K Hv = 1 +
trong đó : ν H

= δ H .g 0 .v.

ν H .bw .d w1
3,152.0,4.295.137,786
= 1+
= 1,032
2.T1 .K Hβ .K Hα
2.763000.1,061.1

aw
295
= 0,006.73.0,759.
= 3,152
um
3,282

với v = 0,759 tính được ở trên,

δ H - 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 :

2.763000.1,095.( 3,282 + 1)
= 399,590 MPa
0,4.295.3,282.137,786 2

σ H = 274.1,715.0,862.

Theo(2-1) với v = 0,759m/s, với v< 5m/s Zv = 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 ZR = 0,9, với dw1 < 700mm, KxH = 1 do đó

[σ H ] = σ H lim

0

SH

Ta thấy

[σ H ] > σ H và

.Z R .Z v .K xH .K HL = 481,8.0,9.1.1.1 = 433,620 MPa
[σ H ] − σ H
.100% = 7,8% > 4% không thoả mãn điều kiện bền
[σ H ]

tiếp xúc, vậy ta phải chọn lại ψ ba
⇒ψ bd
→ a w2

= 0,35

= 0,53.ψ ba .( u + 1) = 0,53.0,35.(3,29 + 1) = 0,796 do đó theo 6.7 KHβ = 1,05
= 49,5.(3,29 + 1).3

763000.1,05
= 306,174 mm
481,8 2.3,29.0,35

Lấy aw = 306mm
Chọn m = 3,5
Số răng bánh nhỏ :

SINH VIÊN THỰC HIỆN : HOÀNG VĂN VIỆT

25