đồ án chi tiết máy bánh răng trụ, răng nghiêng 3 cấp

Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI TP HCM

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Chủ nhiệm bộ môn:
Giáo viên hướng dẫn:
Sinh viên thực hiện:

Ths. LÊ VĂN AN
Ths. TRẦN TIẾN ĐẠT
LÊ HỮU QUYẾT

Lớp: TN13
MSSV: 1351070035

NHIỆM VỤ THƯ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC– MÃ SỐ : [10-45-76-TN]
THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
1


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

LỜI MỞ ĐẦU
Đồ án môn học Chi tiết máy là một trong những đồ án chuyên ngành chính đối với sinh
viên ngành cơ khí nói chung và chuyên ngành Máy động lực nói riêng. Đồ án đã cung
cấp cho sinh viên kiến thức về nguyên lí, kết cấu chi tiết máy cũng như quy trình tính
toán, thiết kế các chi tiết máy.
Đồ án bao gồm những nội dung cơ bản trong thiết kế máy và hệ thống dẫn động cơ khí:
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; tính chọn các chi tiết tiêu chuẩn; chọn cấp chính
xác, dung sai và lắp ghép; trình bày bản vẽ…Các tiêu chuẩn thiết kế, thuật ngữ và các ký
hiệu sử dụng trong đồ án đều tuân theo tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN).
Khi thiết kế đồ án Chi tiết máy, chúng ta có thể tham khảo các giáo trình như Công nghệ
chế tạo máy, Khoa học vật liệu, Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Dung sai lắp ghép, Tính
toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí…Ngày nay với sự phát triển mạnh của công nghệ máy
tính, chúng ta còn có sự trợ giúp của các công cụ, phần mềm tính toán thiết kê và trình
bày bản vẽ. Khi đi vào thiết kế thực tế, chúng ta phải sử dụng các tài liệu, sổ tay thiết kế
kết hợp với kinh nghiệm thiết kế.
Đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí nói riêng, đồ án Chi tiết máy giúp cũng cố các kiến
thức đã học về nguyên lý máy, chi tiết máy…đồng thời đây cũng là cơ hội để sinh viên
tiếp cận thực tế với một quy trình tính toán thiết kế chi tiết máy và hệ dẫn động.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo, đặc biệt là thầy Trần Tiến Đạt đã hướng dẫn tận
tình và có xét quý báu nhiều đánh giá, nhận trong quá trình em thực hiện đồ án.
Trong quá trình tính toán và thiết kế thì những sai sót là khó tránh khỏi vì vậy em mong
nhận được các ý kiến đánh giá nhận xét của các thầy để đồ án được hoàn thiện và chính
xác hơn.

SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034

2


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: Lê Quý

MSSV: 1351070034

Ngành đào tạo: Thiết Bị Năng Lượng Tàu Thủy
Người hướng dẫn: Diệp Lâm Kha Tùng
Ngày hoàn thành:

Ngày bảo vệ:
ĐỀ TÀI

Đề số 01: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ 2 CẤP
Phương án số:
Số liệu thiết kế:
Công suất trục công tác
Số vòng quay trục công
Số năm làm việc
(kW)
tác (vg/ph)
P=8,5
n=62

a=5
Chế độ làm việc: quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày,
1 ca làm việc 8h).

T1 = T
Chế độ tải:

T2 = 0,8T
;

t1 = 0,7tck
;

t2 = 0,3tck
;

YÊU CẦU
•
•

A:Phần thuyết minh: Một bản thuyết minh tính toán hệ truyền động.
B:Phần bản vẽ:
1.Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ

NỘI DUNG THUYẾT MINH
1. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.
2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy.
a. Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng).
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít).
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.

d. Tính toán thiết kế trục và then.
e. Chọn ổ lăn và nối trục.
SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
3


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

f. Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.

MỤC LỤC:

PHẦN 1
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN CHO
HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
1.

Tính toán chọn động cơ.
1.1.
Các thông số tính toán.
Hệ thống truyền động băng tải làm việc với các thông số sau:
Công suất trục công tác: 8,5 (kW)
Số vòng quay trục công tác: 6 (vg/ph)
Thời gian phục vụ: L = 5 (năm)
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ ( 1 năm làm việc 300 ngày,1

ca làm việc 8 giờ )
Chế độ tải:
1.2.

SVTH: Lê Quý

T1 = T

;

T2 = 0,8T

t1 = 0,7tck

;

;

t2 = 0,3tck

Xác định công suất cần thiết của động cơ.
MSSV: 1351070034
4


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

Pct =

Công suất cần thiết của động cơ điện được tính theo công thức sau:
Trong trường hợp này tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có:
được tình theo công thức sau:
n

Ptd =

∑P t
2

i

1

n

∑t

i

=

( 8,5)

2

i

Pt = Ptd

và

× 0, 7tck + ( 8,5 × 0,8 ) × 0, 3tck
= 8, 028(kW )
0, 7tck + 0, 3tck
2

1

η

η = ηol4 ×ηkn ×ηbr2 ×η x

Hiệu suất truyền động :

Trong đó:

η

là hiệu suất của toàn bộ hệ thống truyền động

ηol
ηkn

ηbr
ηx

là hiệu suất 1 cặp ổ lăn:
là hiệu suất nối trục:

ηol = 0,99

ηkn = 1

là hiệu suất 1 cặp bánh răng:
là hiệu suất bộ truyền xích:

ηbr = 0,97

η x = 0,92

η = 0,8315
Thay số vào ta được:
Pct =

Công suất cần thiết của động cơ điện:
SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
5

Pt Ptd 8, 028
=
=
= 9, 65( kW )
η η 0,8315

Pt
η

Ptd


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

Chọn động cơ điện.
Động cơ được chọn phải thõa mãn:
1.3.

Pđc ≥ Pct 

nđb ≈ nsb 
Dựa vào bảng P1.3/ trang 236- sách “ Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Pct = 9,65

tập 1” của “Trịnh Chất – Lê Văn Uyển” với
động cơ 4A132M4Y3 có thông số kỹ thuật như sau:
Kiểu động cơ
4A132M4Y3
2.

Công
suất
(kW)
11

Số vòng
quay
(v/ph)
1458

0,87

kW, ta chọn được

η%

Tmax
Tdn

TK
Tdn

87,5

2,2

2,0

Phân phối tỉ số truyền.
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động.

uc =

ndc 1458
=

= 23,5
nlv
62

Mà uchung= ux× uh Chọn Uh = 10
suy ra: ux = uchung / uh = 23,5/10= 2,35
Với:

- nđc số vòng quay động cơ
- nct số vòng quay trục công tác

- ux : tỉ số truyền xích
- uh tỉ số truyền hộp giảm tốc
Tra bảng 3.1(tr43) trong :”Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí,tập
1.Trịnh Chất” ta có:
uh = 10  u1=3,83 ; u2 = 2,61;
+ u1: tỉ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh số 1
+ u2: tỉ số truyền cặp bánh răng số 2
SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
6


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

3.

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

Lập bảng đặc tính của bộ truyền.
3.1.

Tính toán công suất trên các trục của hộp giảm tốc.

Công suất động cơ bằng công suất cần thiết:

Pdc = Pct = 9, 65(kW )
Công suất trên trục 1:

P1 = Pdc ×ηol ×ηkn = 9, 65 × 0,99 × 1 = 9,55( kW )
Công suất trên trục 2:

P2 = P1 ×ηol ×ηbr = 9,55 × 0,99 × 0,97 = 9,17( kW )
Công suất trên trục 3:

P3 = P2 ×ηol ×ηbr = 9,17 × 0,99 × 0,97 = 8,8( kW )
Công suất trên trục công tác:

Plv = P3 ×ηol ×η x = 8,8 × 0,99 × 0,92 = 8,02(kW )

3.2.

Tính số vòng quay trên các trục.

Số vòng quay trên trục động cơ:

ndc = 1458(v / ph)

Số vòng quay trên trục 1:

n1 = ndc = 1458 ( v / ph )
Số vòng quay trên trục 2:
SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
7


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

n2 =

n1 1458
=
= 380,68 ( v / ph )
u1 3,83

Số vòng quay trên trục 3:

n3 =

n2 380,68
=
= 145,9 ( v / ph )
u2
2, 61

Số vòng quay trên trục 4:

n4 =

n3 145,9
=
= 62 ( v / ph )
u3 2,35

Số vòng quay trên trục công tác:

nlv = 62(v / ph)
3.3.

Tính moment xoắn trên các trục.

Moment xoắn trên trục 1của hộp giảm tốc:

T1 = 9,55 ×106

P1
9,55
= 9,55 ×106 ×
= 62553, 2 ( Nmm )
n1
1458

Moment xoắn trên trục 2 của hộp giảm tốc:

T2 = 9,55 ×106

P2
9,17
= 9,55 ×106 ×
= 230044,9 ( Nmm )
n2
380, 68

Moment xoắn trên trục 3 của hộp giảm tốc:

SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
8


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

T3 = 9,55 ×106

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

P3
8,8
= 9,55 ×106 ×
= 576010,97 ( Nmm )
n3
145,9

Moment xoắn trên trục băng tải:

Tlv = 9,55 ×106
3.4.

Plv
8, 02
= 9,55 ×106 ×
= 1235338, 7 ( Nmm )
nlv
62

Bảng đặc tính.
Trục

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

Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

9,65

9,55

9,17

8,8

1

Moment xoắn T, Nmm

3,83

1458

1458

63208,2

62553, 2

2,61
380,68
145,9
230044,9

576010, 97

CHƯƠNG 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
PHẦN 1
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1.

Các thông số kỹ thuật để thiết kế bộ truyền đai thang.
-

Công suất bộ truyền:

-

Tỉ số truyền:

SVTH: Lê Quý

P1 = 14,88

udt = 2,19

kW

MSSV: 1351070034
9

Trục công
tác
8,02
2,35
62
1235338,7

Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

-

Số vòng quay bánh dẫn:

-

Moment xoắn:

2. Các bước tính
2.1.
Chọn đai.

n1 = 2930

T = 48499,66

(v/ph)

Nmm

toàn thiết kế bộ truyền đai thang.

Theo đồ thị và bảng 4.13[1] trang 59 tài liệu “ Tính toán thiết kế hệ dẫn
đông cơ khí” của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển.

P1 = 14,88

Với công suất bộ truyền
kW và số vòng quay bánh dẫn
(v/ph) ta chọn đai thang loại Б với các thông số kỹ thuật như sau:

Kích thước tiết diện mm
Ký hiệu

bt

b

H

y0

Diện tích
tiết diện
A(mm2)

Б

14

17

10,5

4,0

138

2.2.
2.2.1.

Xác định các thông số của bộ truyền.
Chọn đường kính bánh đai nhỏ (bánh dẫn).

Đường kính bánh đai nhỏ:
Theo tiêu chuẩn ta chọn:
2.2.2.

Đường
kính bánh
đai nhỏ d1
mm
140-280

d1 = 1,2d min = 1,2 × 140 = 168mm

d1 = 160mm

Vận tốc đai.

Vận tốc đai được tính theo công thức sau:

v1 =

2.2.3.

π d1n1 π × 160 × 2930
=
= 24,53m / s
60000
60000

Đường kính bánh đai lớn (bánh bị dẫn).

SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
10

n1 = 2930

Chiều dài
giới hạn l
mm
800-6300


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối
là:

ξ = 0,02

thì đường kính bánh đai lớn

d 2 = udt d1 ( 1 − ξ ) = 2,19 × 160 × ( 1 − 0,02 ) = 343,39mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn:

udt =
Tỉ số truyền:

d 2 = 355mm

d2
355
=
= 2,26
d1 ( 1 − ξ ) 160 × ( 1 − 0,02 )

∆u 2,26 − 2,19
=
= 3,2% < 5%
udt
2,19
Vậy thỏa mãn điều kiện.

Sai lệch so với giá trị chọn trước 3,2%
2.2.4.

Khoảng cách trục.

Tra bảng 4.14 trang 60 sách (1) Ta có tỉ số: a/d2 =1,2

⇒ a = 1, 2d 2 = 426(mm)
Khoảng cách trục nhỏ nhất được xác định theo công thức sau:

0,55 ( d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2 ( d1 + d 2 )

0,55 ( 160 + 355 ) + 10,5 ≤ a ≤ 2 ( 160 + 355 )
293,8mm ≤ a ≤ 1030mm

=>> thoả mãn điều kiện
2.2.5.

Chiều dài tính toán của đai.

Chiều dài đai được tính theo công thức sau:
SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
11


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

π ( d1 + d 2 ) ( d 2 − d1 )
L = 2a +
+
2
4a

2

π ( 160 + 355 ) ( 355 − 160 )
= 2 × 426 +
+
= 1682,86mm
2
4 × 426
2

Theo tiêu chuẩn ta chọn:

L = 1800mm = 1,8m

Tính lại khoảng cách trục.

2.2.6.

Khoảng cách trục được tính lại theo công thức:
a=0,125
=0,125
= 485,94 (mm)
Khoảng cách trục vẫn nằm trong điều kiện cho phép.
2.2.7.

Góc ôm đai bánh đai nhỏ.

Góc ôm đai bánh đai nhỏ được tính như sau:

α1 = 180o − 57

Vì
2.2.8.

( d2 − d1 ) = 180o − 57 ( 355 − 160 ) = 166,7o = 2,91rad
a

α1 > α min = 120o

839,84

nên thỏa mãn điều kiện góc ôm đai.

Các hệ số sử dụng.

+ Kd = 1,1 (tải va đập nhẹ)
+ Cα =1-0.0025×(180-α) =1-0.0025×(180-166,7°)=0,96: hệ số kể đến ảnh
hưởng góc ôm
(công thức trang 61).
+ Cu: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền.Tra bảng 4.17(trang 61): u
=2,19 => Cu = 1,13

SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
12


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài.
61) ta có: Cl =0,95

L 1800
=
= 0,8
L0 2240

. tra bảng 4.16(trang

+ Với v= 24,53 (m/s) và d1 = 160 => công suất cho phép (sách Nguyễn Hữu
Lộc) = 4,87
+ Z’ = = = 3,05 => Cz = 0,9 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố
không đều tải trọng cho các đai (bảng 4.18 trang 61)
2.2.9. Xác định số dây đai.
Số dây đai được tính theo công thức sau:

z=

PK
14,88 × 1,1
1 d
=
= 4,3
P
C
C

C
C
4,87
×
0,96
×
0,8
×
1,13
×
0,9
[ 0] α l u z

Ta chọn z = 4 (thỏa điều kiện khi ta chọn Cz)
2.2.10.
-

Kích thước bánh đai .
Chiều rộng bánh đai tính như sau:
B = ( z − 1) t + 2e = ( 4 − 1) × 19 + 2 × 12,5 = 82mm
bảng 4.21)

-

Đường kính ngoài của bánh đai:

(theo công thức 4.17 và

d a = d1 + 2h0 = 160 + 2 × 4,2 = 168,4mm

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

2.3.

F0 =
-

780 P1K đ
+ Fv
vCα z

Lực căng ban đầu trên 1 đai tính theo công thức sau:
Fv = qmv 2 = 0,178 × 24,532 = 107,1N
Trong đó:
(định kì điều chỉnh lực
căng)
Với qm = 0,178 kg/m (bảng 4.22) là khối lượng một mét chiều dài đai
v = 24,53 m/s, do đó:
F0 =

SVTH: Lê Quý

780 P1K đ
780 × 14,88 × 1,1
+ Fv =
+ 107,1 = 242,64 N
vCα z
24,53 × 0,96 × 4
MSSV: 1351070034
13

Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

-

3.

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

Lực tác dụng lên trục:
 166,7o 
 α1 
Fr = 2 zF0 sin  ÷ = 2 × 4 × 242,64 × sin 
÷ = 1928,06 N
2
2



Các thông số bộ truyền đai.

Các đại lượng
Khoảng cách trục
Tỉ số truyền
Số dây đai
Chiều dài đai
Loại đai
Đường kính bánh đai nhỏ
Chiều rộng bánh đai

Đường kính bánh đai lớn
Góc ôm đai bánh đai nhỏ

Thông số
a = 485,94 mm
u = 2,19
z =4
L = 1800 mm
Б
d1 = 160 mm
B = 82 mm
d2 = 355 mm
α1 = 166,7˚

PHẦN 2
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC

-

-

-

-

Các thông số kỹ thuật để thiết kế bộ truyền hộp giảm tốc bánh răng
trụ 3 cấp.
Công suất bộ truyền:

P1 = 14,88

Tỉ số truyền hộp giảm tốc:

kW

uh = 20

•

Tỉ số truyền cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng)

•

Tỉ số truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

u3 = 2,27

Số vòng quay và moment xoắn trên các trục:

SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
14

u1 = 3, 27

u2 = 2,72


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

n1 = 1356,48

•

Trục 1:

•

Trục 2:

•

Trục 3:

n2 = 414,83

(v/ph) ;

n3 = 152,51

(v/ph) ;

T2 = 313478,27

(v/ph) ;

n4 = 67,2

T1 = 99861,35

Nmm
Nmm

T3 = 818371,89

T4 = 1764611,94

Nmm

-

Trục 4:
(v/ph);
Nmm
Thời gian phục vụ: L = 5 (năm)
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ ( 1 năm làm việc 300 ngày,
1 ca làm việc 8 giờ )
T1 = T
T2 = 0,8T
t1 = 0,7tck
t2 = 0,3tck
Chế độ tải:
;
;
;

-

Bảng thông số:

•

-

Trục
Thông số
Công suất P, kW

Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

14,88

13,99

13,43

12,89

Tỉ số truyền u

2,19

Số vòng quay n, vòng/phút

Moment xoắn T, Nmm

I.

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

2930

3,27
1337,9

48499,66 9

9861, 35

2,72

tác
2,27

1

409,14

150,42

67

67

313478, 27

818371,89

1764611,94

1747507, 46

Đây là bộ truyền bôi trơn tốt ( bộ truyền kín, bôi trơn ngâm dầu) nên ta tính
theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm
theo độ bền uốn.
1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ (chủ động) là thép C45 tôi cải thiện.

MSSV: 1351070034
15

12,26

12,38

bánh răng trụ 3 cấp:

SVTH: Lê Quý

Trục băng
tải

Trục công

Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng lớn (bị động) là thép C45 tôi thường hoá.

Các thông số độ bền của hai bánh răng được chọn như bảng sau:

Bánh răng
Bánh nhỏ (1)
Bánh lớn (2)
2.

Độ rắn HB

Giới hạn bền

250
215

σb

(MPa)

Giới hạn chảy

850
600

σ ch

(MPa)

580
340

Tính toán cho các cặp răng:
a. Tính toán cho cặp bánh răng thứ nhất:
P1 = 13,99(KW) ; n1 = 1337,9 vòng/phút ; u1= 3,27
Xác định ứng suất cho phép:
Ứng suất tiếp xúc : [σH] = . ZR.ZV.KXH
Trong đó:
o ZR: hệ số xét đến độ nhám của răng làm việc;
o Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
o KxH; hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
o KHL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thờ hạn phục vụ của bộ
truyền ;
o ;
o SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc


-





Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về sức
NHO1 = 30HB12,4 = 30.2502,4 = 1,71.107

NHO2 = 30HB22,4 = 30.2152,4 = 1,19. 107
Số chu kỳ ứng suất tương đương
NHE1 = 60.c..ni.ti = 60.24000.1337,9.(13.0,7 + 0,83.0,3) = 164,45.107
NHE2 = 60.24000.409,14.(13.0,7 + 0,83.0,3) = 50,29.107
Vì NHE1 > NHO1 nên Khl1=1
NHE2 > NHO2 nên Khl2=1
Tra bảng 6.2 P94 có σlim = 2HB + 70 nên:
σlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa

SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
16


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

σlim2 = 2HB2 + 70 = 2.215 + 70 = 500 MPa
SH = 1,1(bảng 6.2 P94) ; lấy ZR.ZV.KXH = 1 (P.92)

[σH1] = .1= 518,18 MPa
[σH2] = .1= 454,54 MPa
Và [σH] = ([σH1]+ [σH2] )/2 = 486,36 Mpa
Ứng suất uốn :
[σF] = . KFC.YR. YS.KXF
Trong đó:
o YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
o YS: hệ số đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng xuất;

o KXF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
o KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải;
o KFL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trong của bộ
truyền;
o SF: hệ số an toàn khi tính về uốn;
 Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử với ứng suất uốn với tất cả các
loại thép là:
NFo = 4.106
Chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:
NFE1 = 60.c..ni.ti = 60.24000.1337,9.(16.0,7 + 0,86.0,3) = 1500,1.106
NFE2 = 60.24000.409,14.(16.0,7 + 0,86.0,3) =458,75.106
Vì NFE1 > NFo  KFL1 =1 ; NFE2 > NFo  KFL2 =1
Theo (bảng 6.2 P94) ta có SF= 1,75
σFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa
σFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.215 = 387 Mpa
Quay 1 chiều nên KFC =1
Lấy YS.KXF.YR = 1
[σF1] = .1 = 257,14 MPa
[σF2] = .1 = 221,14 MPa
-





-

Các ứng suất quá tải cho phép:
[σH]max= 2,8.340= 952 MPa
[σF1]max= 0,8.850= 680 MPa

[σF2]max= 0,8.600= 480 MPa
Tính sơ bộ khoảng cách trục:
aw = Ka.(u+1).

SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
17


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

Với Ka = 43 MPa (răng nghiêng) (bảng 6.5 P.96)
u1= 3,27; T1 =99861,35
Chọn ba = 0,3 (bảng 6.6 P.97)
=> bd = ba.(u+1)/2 = = 0,6405
Từ bảng 6.7 P.98 sơ đồ 3 HB<350 và bd = 0,6405 => KH� = 1,08 (Nội suy)
 aw = 43.(3,27+1). = 144.02(mm)
 Chọn aw = 144 mm
- Xác định thông số ăn khớp:
+ modun m= (0,01÷ 0,02). aw = (0,01÷ 0,02). 144 = 1,44 ÷ 2,88
(CT 6.17 P97)
Theo bảng 6.8 P99 chọn m=2
Chọn sơ bộ β=150, do đó cosβ=0,9659
Theo 6.31 tài liệu tham khảo [1]:
- Số răng bánh nhỏ:

Z1 == = 32,57

Chọn z1=32
- Số răng bánh lớn:

Z2 = u. Z1 = 3,27.32= 104,6
Chọn z2=105
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
ua=z2/z1=105/32=3,28 (Sai lệch không vượt quá 4% so với u)

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo 6.33 tài liệu tham khảo [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σ H = Z M Z H Zε

2T1K H ( ubn + 1)
bw1ubn d w12

Trong đó:
-

Theo bảng 6.5 tài liệu tham khảo [1], ZM=274(MPa)1/3 – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng
ăn khớp.
Theo 6.34 tài liệu tham khảo [1], hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc:

SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
18


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

Z H = 2cosβb / sin ( 2αtw )
Theo 6.35 tài liệu tham khảo [1], tgβb=cosαttgβ1
Với

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Zε
Ta có:

bw1 – chiều rộng vành răng.

Vì εb>1 nên ta có:

Zε =

1
εα

Với

Vậy:
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

lấy

Theo 6.39 tài liệu [1].
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

SVTH: Lê Quý

được xác định theo công thức:

MSSV: 1351070034
19


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

k H = k H β k Hα k HV
- Theo 6.40 tài liệu [1].

Với v=4,71(m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 8. Theo bảng 6.14 tài liệu tham khảo [1] với
cấp chính xác 8 và v<5(m/s) chọn KHα=1,09
- Theo 6.41tài liệu [1].

k HV = 1 +

υ H bw1d w1
2T1k H β k Hα

Theo 6.42 tài liệu tham khảo [1] ta có:

υ H = δ H g 0v aw1 / ubn
Trong đó: δH=0,002 bảng 6.15 tài liệu tham khảo [1], bảng (6.16) g0=56
Do đó :

Vậy ta có:

Thay các giá trị vào 6.33 tài liệu tham khảo [1] ta có:

Như vậy σH <[ σH ] đủ điều kiện bền.
 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho chân răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
không được vượt quá giá trị cho phép:


o
SVTH: Lê Quý

Trong đó:
: momen xoắn trên trục chủ động
MSSV: 1351070034
20


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy
o
o
o
o
o
o
o

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

: hệ số tải trọng khi tính về uốn
: hệ số xét đến sự trùng khớp của răng
: hệ số xét đến độ nghiêng của răng
: hệ số dạng răng của bánh 1
: hệ số dạng răng của bánh 2
: bề rộng vành răng bánh chủ động(mm)
: đường kính vòng lăn bánh chủ động(mm)
: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn. theo bảng 6.7(tr98) ứng với và sơ đồ 3 chọn được 8

•

: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn. theo bảng 6.14(tr107) ứng với và cấp
chính xác mức làm việc êm 8 1,27
: hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn. xác định theo công thức:

•

•
•

Trong đó:
•
•
•
•


: hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. theo bảng 6.15 ứng
với răng nghiêng ta được trị số
: hệ số xét đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh
2. Tra bảng 6.16 cấp chính xác theo mức làm việc êm là 8
vận tốc vòng của bánh răng

Vậy:

Ta có:
Với

Số răng :

= 1 – 17,94/140 = 0,872

Zv1 =32 => YF1 =3,78 Tra theo bảng 6.18(tr109)
Zv2 = 105 => YF2 =3,6 Tra theo bảng 6.18(tr109)

SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
21


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

σF1 = = 97,88 < [σF1]= 257,14 MPa
σF2 = = 93,22 < [σF2]= 221,14 Mpa

Vậy răng đảm bảo về độ uốn


Kiểm nghiệm răng về quá tải:
-

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
không được vượt quá một giá trị cho phép (6.48):

kqt=Tmax/T=2,2 (phần động cơ)

Ta có :

-

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất
uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép (6.49)

Ta có:

SVTH: Lê Quý

+

MSSV: 1351070034
22


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải.
 Các thông số và kích thước bộ truyền:
Khoảng cách trục

aw1=144mm.

Môđun pháp

m=2 mm.

Chiều rộng vành răng

bw1=43,2 mm.

Tỉ số truyền

ubn=3,28

Góc nghiêng của răng

β1=17056’

Số răng bánh răng

Z1=32; Z2=105

Hệ số dịch chỉnh

x1=0; x2=0

Đường kính vòng chia d1=mZ1/cosβ1 = 2.32/cos(17,94)= 67,27 mm.
d2= mZ2/cosβ1=2.105/cos(17,94)= 220,73 mm.
Đường kính đỉnh răng da1=d1+2(1+x1-∆y)m= 71,27 mm.
da2= 224,73 mm.
Đường kính đáy răng

df1=d1-(2,5-2x1)m= 62,27mm.
df2= 215,73 mm.

Tính toán cho cặp bánh răng thứ hai :
P2 = 13,43 KW; n2 = 409,14 vòng/phút ; u2= 2,72
- Ứng suất tiếp xúc : [σH] = . ZR.ZV.KXH
NHO1 = 30HB12,4 = 30.2502,4 = 1,71.107
NHO2 = 30HB22,4 = 30.2152,4 = 1,19. 107
NHE1 = 60.c..ni.ti = 60.24000.409,14.(13.0,7 + 0,83.0,3) =50,29.107
NHE2 = 60.24000.150,42.(13.0,7 + 0,83.0,3) =18,49.107
Vì NHE1 > NHO1 nên Khl1=1
NHE2 > NHO2 nên Khl2=1
σlim = 2HB + 70 nên:
σlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa
σlim2 = 2HB2 + 70 = 2.215 + 70 = 500 MPa
SH = 1,1; lấy ZR.ZV.KXH = 1
[σH1] = = 518,18 MPa
b.



SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
23


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

[σH2] = = 454,54 MPa
[σH] = ([σH1]+ [σH2] )/2 = 486,36 Mpa
- Ứng suất uốn cho phép:
[σF] = . KFC.YR. YS.KXF
NFo = 4.106
NFE1 = 60.c..ni.ti = 60.24000.409,14.(16.0,7 + 0,86.0,3) =458,75.106
NFE2 = 60.24000.150,42.(16.0,7 + 0,86.0,3) = 168,66.106
Vì NFE1 > NFo  KFL1 =1 ;
NFE2 > NFo  KFL2 =1
Theo (bảng 6.2 P94) ta có SF= 1,75
σFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 Mpa
σFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.215 = 387 Mpa
quay 1 chiều nên KFC =1
lấy YS = 1 ; KXF = 1 ; YR = 1
 [σF1] = .1 = 257,14 MPa
[σF2] = .1 = 221,14 MPa
- Tính sơ bộ khoảng cách trục:
aw2 = Ka.(u+1).
Với Ka = 43 MPa (răng nghiêng) (bảng 6.5 P.96)
; u2= 2,72; T2 =313478,27 N.mm
Chọn ba = 0,3 => bd = ba.(u+1)/2 = = 0,56

Từ bảng 6.7 P.98 sơ đồ 3 HB<350 và bd = 0,56 => KH�=1,07 (Nội suy)
aw2 = 43.(2,72+1). = 192,3 (mm)
Chọn aw2 = 193 mm
Xác định thông số ăn khớp:
+ modun m= (0,01÷ 0,02). aw2 = (0,01÷ 0,02). 193 = 1,93 ÷ 3,86
(CT 6.17 P97)
Theo bảng 6.8 P99 chọn m = 3
Chọn sơ bộ β=150, do đó cosβ=0,9659
Theo 6.31 tài liệu tham khảo [1]:
- Số răng bánh nhỏ:

Z3 == = 33,4
Chọn z3=33
- Số răng bánh lớn:

Z4 = u. Z3 = 2,72.33= 89,76
SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
24


Đồ án Thiết kế Chi Tiết Máy

GVHD: Diệp Lâm Kha Tùng

Chọn z4=90
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
ua=z2/z1=90/33= 2,73 (Sai lệch không vượt quá 4% so với u)

-

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:
σH = ZM.ZH.Zε. < [σH]
với: + ZM = 274 (MPa) ( bánh răng bằng thép)
+ ZH =
b = arctag(cosαtw.tan)
Với ==> b =16,09 =
αtw = arctag = arctag = 20,84 = =
ZH = = 1,70

+ εα = [1,88-3,2(1/ Z3 + 1/ Z4 )]cos = .cos
= 1,67
Zε = = = 0,774
+ dw2 = = = 103,49
Lấy dw2 =104 mm
v = = = 2,23 (m/s)
với v = 2,23 dùng cấp chính xác 9 (Tra bảng 6.13 tr106)
+ Tra bảng 6.14(tr107) với v = 2,23, cấp chính xác 9 => Khα = 1,13
+ vH = δH.go.v. = 0,002.73.2,23. = 2,74
với δH = 0,002 (bảng 6.15)
bảng 6.16(tr107) go = 73
+ bw2 = ba. aw = 0,3.193 = 57,9
+ KHV = 1+ VH.bw.dw2/(2.T2. KH�. Khα)
= = 1,02
+ Kh = Khα .KH�. KHV = 1,13.1,07.1,02 = 1,02
σH = ZM.ZH.Zε. < [σH]
 σH = 274.1,70.0,774. = 425,85 < 486,36 (MPa)
 Thoả mãn.
-

Kiểm nghiêm độ bền uốn:
σF = 2T.KF.Yε.Y�.YF/bw.dw.m

SVTH: Lê Quý

MSSV: 1351070034
25