ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY: Thiết kế hộp giảm tốc cấp chậm (kèm file cad)

Giáo viên hớng dẫn: Hong Xuõn Khoa

Đồ án môn học chi tiết máy

Lời nói đầu
Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chơng trình đào tạo kỹ s và
cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phơng pháp tính toán thiết
kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công _ nông nghiệp và giao
thông vận tải ...
Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực
nghiệm .Lí thuyết tính toán các chi tiết máy đợc xây dựng trên cơ sở những kiến thức về
toán học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức bền vật liệu v.v,đợc chứng minh và
hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất .
Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với
một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu
tạo, nguyên lý làm việc và phơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng
chung ,nhằm bồi dỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết
kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.
Đợc sự giúp đỡ và hớng dẫn tận tình của thầy - cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi
tiết máy , đến nay đồ án môn học của em đã hoàn thành. Tuy nhiên việc thiết kế đồ án
không tránh khỏi sai sót em rất mong đợc sự chỉ bảo của các thầy và sự góp ý của các bạn.
Em xin chân thành cảm ơn thầy đã giúp đỡ em hoàn thành công việc đợc giao.
Hà Nội, ngày 07/03/2012

Sinh viờn: Trn Trung Thnh
Lp: Ck5-k5
N CHI TIT MY
PHN 1: TNH TON H DN NG
I.Chn ng c.
Sinh viên thực hiện: Trn Trung Thnh Lp ck5-k5

1


§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

1, Xác định công suất động cơ
+Công suất cần thiết trên trục đông cơ:
Pt
Pct =
( kw )
η
- Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ
η là hiệu suất truyền động
m
η =ηđ .ηk .ηbr
.ηoln .ηot

Tra bảng 2.3(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) có:
ηđ là hiệu suất bộ truyền đai.
ηđ = 0,95
ηk là hiệu suất khớp nối
ηk = 1
ηbr là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
ηbr = 0,97
ηol là hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηol = 0,99

m là số cặp bánh răng ( m = 2)
n là số cặp ổ lăn ( n=4 )
Hiệu suất của toàn bộ hệ thống là:

η = 0,95.1.0,994.0,97 2 = 0,86
Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác
Ta có:
+,
Pt = β.P ( kw )
14000.0, 45
P= =
= 6,3 ( kw )
1000
-Trong đó: F là lực kéo băng tải: F = 14000(N)
V là vận tốc băng tải: v = 0,45 (m/s)
β là hệ số tải trọng thay đổi
β=

T
t
T
t
3, 7
4
( 1 ) 2 . 1 + ( 2 ) 2 . 2 = (1) 2 .
+ (0,84) 2 . = 0,8
T1 tck
T1 tck
8
8

Công suất tính toán là:
Pt = 0,8.6,3 = 5,04 ( kw )
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:

Pct =

5, 04
Pt
=
= 5,8 ( kw )
0,86
η

2, Xác định vòng quay đồng bộ của trục động cơ
Số vòng quay của trục máy công tác là:
60000.0, 45
n= =
= 29,57 ( vòng/phút )
3,14.400
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được tính theo công thức:
u =u.u
trong đó: u là tỉ số truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

2


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

chọn u = 16
u tỉ số truyền động đai thang thường
chọn u = 3
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là:
u = u . u = 16.3 =48
Số vòng quay sơ bộ của toàn bộ động cơ là:
n = n.u = 29,57.48= 1419 ( vòng/phút )
3, Chọn động cơ
Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay thỏa mãn đồng thời các điều kiện:
Pđc > Pct
nđc ≈ nsb

TK Tmm
≥
Tdn T1
Theo bảng phụ lục P1.3(giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
Ta chọn được động cơ kiểu: 4A132S4Y3
Các thông số của động cơ như sau:
Pđc = 7.5 kw
TK
= 2 ; nđb = 1455 ( vòng/phút )
Tdn
Ta thấy: P = 7.5 > P
T
TK
= 2 > mm = 1,45
Tdn
T1

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn

II. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền u của hệ thống dẫn động
u = = = 49,2
mà: u = u.u
với u là tỉ số truyền của bộ truyền ngoài. Chọn u = 3,15
ta có: u = = = 15,62
Tra bảng 3.1(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
Chọn u = 16 ta có u=4,91; u= 3,26
Trong đó: u là tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh
u là tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm
ut
Tính lại: u =
= =3,08
uh
Ta có ∆ = .100% = 2,2 < 4%
III. Tính các thông số hình học
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

3


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

*, Công suất
- Công suất trên trục công tác

P = 6,82 ( kw )
- Công suất trên trục III là:
Pt
6,82
PIII =
=
=6,89 ( kw )
η ot .η k 0,99.1
-

Công suất trên trục II là:
PIII
6,89
PII =
=
= 3,585 ( kw )
2.η ol .η br 2.0,99.0,97

-

Công suất trên trục I là:
PII
7,17
PI =
=
= 7,47 ( kw )
η ol .η br 0,99.0,97

*, Số vòng quay
n = = = 462 ( vòng/phút )

n = = = 94 ( vòng/phút )
n = = =29 ( vòng/phút )
*, Giá trị của momen
T = 9,55.10 . =

9,55.10 . = 49227 (N.mm)

T = 9,55.10. = 9,55.10 . = 154412 (N.mm)

T = 9,55.10 . = 9,55.10. = 364221 (N.mm)
T = 9,55.10 . = 9,55.10. = 2268948 (N.mm)
Bảng tính công suất, momen xoắn và tỉ số truyền
Trục
Thông số
U
P(kw)
n(v/ph)
T(N.mm)

Động
cơ
Uđ = 3,15
7,5
1455
49227

I

II

III

U= 4,91
U = 3,26
7,47
3,585
6,89
462
94
29
154412
364221
2268948

PHẦN 2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
A. Tính toán bộ truyền đai

Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

4


Giáo viên hớng dẫn: Hong Xuõn Khoa

Đồ án môn học chi tiết máy

Sơ đồ bộ truyền đai
Tiết diện A.

d2


1

2

2

1

b

d1

a : là khoảng cách giữa hai trục bánh đai.
1,2 : là góc ôm đai trên bánh nhỏ và lớn..
: là góc giữa hai nhánh dây đai.
: là chiều dày của dây đai dẹt..
b : là chiều rộng của đai dẹt.
A : là diện tích tiết diện đai. A = bx

a

1. Chn loi ai phự hp vi kh nng lm vic:
Do ch lm vic yờu cu i vi b truyn ai l lm vic n nh trong hai ca tng
ng vi 16 h. Cho nờn ai phi cú bn cao thờm vo ú vn phi bo m yờu cu v
kinh t l l giỏ thnh phi ti thiu nht. Cho nờn ta la chn loi ai dt c lm bng vi
v cao su.
2. Xỏc nh ng kớnh ai nh:

ng kớnh ai nh c xỏc nh bi cụng thc thc nghim: d 1 = ( 5,2 ữ 6,4 ).3 T1
õy T1 l mụmen xon trờn trc ch ng nờn ta cú T1 = Tdc = 49227 (N.mm).
Thay s vo ta cú xỏc nh s b ng kớnh bỏnh ai nh sau:

d1 = ( 5,2 ữ 6,4).3 Tdc = ( 5,2 ữ 6,4).3 49227 = 190 ữ 234(mm)
Theo dóy tiờu chun ta s chn c d1 = 224 (mm).
Khi ú vn tc ai c xỏc nh bi cụng thc nh sau:

.d1 .n1 3,14.224.1455
=
= 17 (m/s).
60.1000
60000
Do v = 17 (m/s) < vmax = (25ữ30) (m/s). Cho nờn ng kớnh d 1 l phự hp vi iu kin
lm vic ca b truyn.
v=

3. Xỏc nh ng kớnh ai ln:

ng kớnh ai ln c xỏc nh bi cụng thc: d 2 = d 1 .u.(1 )
Trong ú: - u l t s chuyn ca b chuyn ai u = Ung = 3,15.
- l h s trt i vi ai vi cao su thỡ = 0,01 .
- d1 l ng kớnh ca bỏnh ai nh sau khi chun hoỏ.

d 2 = d1 .u.(1 ) = 224.3,15.(1 0,01) = 698,5( mm ).

Theo dóy tiờu chun ta s chn d2 = 710 (mm). Bng 21.15
* Kim nghim li s vũng quay thc ca bỏnh b dn. Ta cú s vũng quay thc ca bỏnh
b dn c xỏc nh bi cụng thc nh sau:

n 2' =

(1 ).n1 .d1 = (1 0,01).1455.224 = 455,39
d2

710

Sinh viên thực hiện: Trn Trung Thnh Lp ck5-k5

(vũng/phỳt).

5


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

Với sai số vòng quay ∆n =

n 2' − n2
n2

.100% =

455,39 − 462,86
462,86

.100% = 1,6%

⇒ ∆n < 4% đây là giá trị vẫn đáp ứng được điều kiện bộ truyền đai làm việc bình thường
tức là bảo được tỉ số chuyền cần thiết. Cho nên đường kính d 2 đã tính toán trên đây đạt yêu
cầu.
4. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L.
a ≥ (1,5 ÷ 2).(d1 + d 2 ) = (1,5 ÷ 2).(224 + 710) = (1401 ÷ 1868) (mm)
Ta chọn a = 1500 (mm)
Khi đó L xác định theo công thức sau:
π.(d 1 + d 2 ) π.(d 2 − d 1 )
+
2
4.a
Thay số vào công thức trên ta thu được giá trị của L như sau:
L = 2.a +

3,14.(224 + 710) 3,14.(710 − 224)
+
= 4467 (mm).
2
4.1500
Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây đai từ
100÷400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt.
L = 2.1500 +

5. Tính góc ôm đai α 1.
Góc ôm α1 trên bánh nhỏ được xác định bởi công thức sau:
180 0 − 57 0 .

( d 2 − d1 )

.α1 = 1800 - γ =

a
Thay các giá trị của d1 và d2 vào công thức trên đây ta có:
( 710 − 224) = 161.5 0 = 1610 31'
α 1 = 180 0 − 57 0.
1500
Nhận thấy rằng α1 = 161031’ > 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai.
Số vòng chạy của đai:
i = = =3,8 < i = (3 ÷ 5) ( )
6. Xác định chiều dày (δ) và chiều rộng (b) của đai dẹt.
Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế ra phải đáp
ứng được khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việc không được vượt quá
một giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiện tượng trượt trơn hoàn toàn).
ψ=

σt
≤ ψ 0 ⇒ σt ≤ 2.ψ0.σ0 = [σt].
2.σ 0

Mặt khác ta lại có: σ t =

Ft .K d
Ft .K d
Ft .K d
≤ [ σ t ] ⇒ A = b.δ ≥
⇒ b≥
[σt ]
[ σ t ].δ .
A

Trong đó: - Ft là lực vòng.
- Kd là hệ số tải động.
Lực vòng Ft được xác định thông qua công suất của động cơ Pđc và vân tốc v của đai:
Ft =

Pdc .1000 7,5.1000
=
= 441,2( N ).
v
17

Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

6


§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

Còn hệ số tải động Kđ = 1,2 do làm việc trong 2 ca với máy điện xoay chiều . Bảng 4.7
Chiều dày của đai δ được xác định theo tỉ số δ/d1 sao cho tỉ số không vượt quá một trị số
cho phép nhằm hạn chế ứng suất phát sinh ra trong đai có tác dụng tăng tuổi thọ của đai. Đối
với đai làm bằng vải và cao su tra Bảng 4.8 (Trang 55-Tập 1 Tính toán . . .)
ta có (δ/d1)max = 1/40. Khi đó ta xác định được chiều dày cho phép như sau:
δ/d1 ≤ 1/40 ⇒ δ ≤ d1/40 = 224/40 = 5,6 (mm). Chọn δ = 5 ( mm).
Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được
loại đai đã dùng là Ъ - 800 có 4 lớp lót và chiều dày của đai δ = 5 (mm).
Khi đó bề rộng của đai b được xác định theo công thức sau:
b≥

Ft .K d 404.1,15 103,2
=
=
[ σ t ].δ 4,5.[ σ t ] [ σ t ]

Đối với đai dẹt ứng suất cho phép được xác định theo thực nghiệm như sau:
[σt] =[σt]o.Cp.Cα.Cv.
(*)
Trong đó:
- Cb là hệ số xét đén sự bố trí bộ truyền và cách căng đai. Do góc nghiêng bộ
truyền là 60 nên ta chọn C = 0,9
-

Cα là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai. Ta có:
Cα = 1 – 0,003.( 180 - α1)
⇒ Cα = 1 – 0,003.( 180 - 161,5o) = 0,94.
- Cv là hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc. Cv = 1,04 – 0,0004.v2 ⇒ CV = 0,92.
[σt]o là ứng suất có ích cho phép
Do góc nghiêng bộ truyền là 60 nên ta chọn σ =1,8 (MPa)
Theo bảng 4.9 ta có: k = 2,5; k = 10
Nên [σt]o = k - = 2,4
[σt] =[σt]o.Cb.Cα.Cv = 2,4.0,9.0,94.0,92 = 1,87 (N/mm2).
Vây ta sẽ tính được giá trị chiều rộng của đai như sau:
441,2.1,2 441,2.1,2
b≥
=
= 56,6(mm) .
[σ t ].δ
1,87.5

Vây ta chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm).
7. Tính chiều rộng của bánh đai (B).
Tra bảng 21.16 ta có chiều rộng bánh đai B = 71 (mm).
8. Xác định lực tác dụng lên trục Fr:
Lực tác dụng lên trục bánh đai được xác định theo công thức:
Fr =2.Fo.sin(α1/2) = 2.A.σo.sin(α1/2) = 2.b. δ.σo.sin(α1/2) =2 .b. δ. [σt].
Thay số vào ta có xác định được: Fr = 2.63.5.1,87 = 1178 (N).

Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

7


Giáo viên hớng dẫn: Hong Xuõn Khoa

Đồ án môn học chi tiết máy

Bảng kết quả tính bộ truyền đai.
Tên đai lượng

Ký hiệu

Đơn vị đo

Kết qủa

Đường kính đai lớn

d1

mm

710

Đường kính đai nhỏ

d2

mm

224

Chiều rộng đai.

b

mm

63

Chiều rộng bánh đai.

B

mm

71

Chiều dài dây đai

L

mm

4467

xb

mm2

Lực tác dụng trục đai.

F

N

1178

Góc ôm đai bánh nhỏ

1

độ

1610 31'

Tiết diện đai

Ghi chú

Thêm 100 : 400

5x63

PHN III. TNH TON CC TRUYN BấN TRONG HP GIM TC.

A.THIT K CP BNH BNH RNG THNG CP NHANH:
1.Chn vt liu.
Bỏnh nh: Chn vt liu thộp C45 v ch nhit luyn l tin hnh tụi ci thin sau khi
gia cụng cú cỏc thụng s k thut ( cng,gii hn bn v gii hn bn chy) ln lt nh
sau:
HB = 241 ữ 285;
b1 = 850 MPa ;
ch 1 = 580 Mpa
Vy ta chn cng ca bỏnh rng 1 l HB1 = 250.
Bỏnh ln: Chn vt liu thộp C45 cng tin hnh tụi ci thin sau khi gia cụng cú cỏc
thụng s v vt liu ( cng, gii hn bn v gii hn bn chy) ln lt nh sau:
HB = 192 ữ 240;
b2 = 750 MPa ;
ch2 = 450 Mpa
Vy ta chn cng ca bỏnh rng 2 l: HB2 = 235.
2. Xỏc nh ng sut tip xỳc [ H] v ng sut un [ f] cho phộp.
a. ng sut tip xỳc cho phộp c xỏc inh bi cụng thc nh sau:

[ H ] = ( H lim

S H ).Z R .Z V .K L .K xH .

Trong ú: - SH l h s an ton.
- ZR l h s xột ộn nh hng ca nhỏm b mt.

- ZV l h s xột ộn nh hng ca vn tc vũng.
- ZL l h s xột ộn nh hng ca bụi trn.
- KxH l h s xột ộn nh hng ca kớch thc bỏnh rng.
Chn s b ZR.ZV.KLKxH = 1 nờn ta cú [ H ] = H lim / S H

Do gii hn bn mi tip xỳc ng vi chu k chu ti NHE c xỏc nh nh sau:
H lim = oH lim .K HL .
Sinh viên thực hiện: Trn Trung Thnh Lp ck5-k5

8


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

Trong đó: - σ °H lim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có công
thức xác định σ °H lim và SH như sau: σ °H lim = 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:
σ°H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).
σ°H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
KHL=

6

N HO N HE

Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4.
 N HO1 = 30.HB12, 4 = 30.250 2, 4 = 1,7.10 7
⇒
 N HO 2 = 30.HB22, 4 = 30.235 2, 4 = 1,47.10 7
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau:
N HE = 60.c i . ∑( Ti / Tmax ) .t i .n i .
3

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:

N HE 2 = 60.c. ∑( Ti / Tmax ) .t i .ni .
3

Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có:
4,6 
 3,2
7
7
N HE 2 = 60.1.13
+ (0,66) 3 .
.94.14000 = 4,5.10 > N HO 2 = 1,4.10
8
8


→ K HL = 1

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

[σ H ] 1 = σ H lim1 .K HL

=

570.1
= 518,18 (MPa).
1,1

[σ H ] 2 = σ H lim 2 .K HL

=

540.1
= 490,9 (MPa)..
1,1

o

SH

o

SH

Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác
như sau:

định

[σ H ] = min( [σ H ] 1 , [σ H ] 2 ) = 490,9 (MPa).

b. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

[σ F ] = σ F lim .K FC ..K FL .
SF

Trong đó: - [σFlim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF.
- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 (Bảng6.2).

Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

9


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

- K là hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Chọn K = 1 do tải đặt 1 phía, HB <
350
- KFL là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền .
K=

mF

N FO / N FE

Trong đó - m là bậc của đường cong mỏi, m = 6 do HB < 350
- N là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở, N = 4.10 với tất cả các loại thép.
- N là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N FE = 60.c. ∑( Ti / Tmax )

mF

.t i .ni .

Thay số vào ta có: (với bánh răng lớn trên trục II)
4,6 
 3,2
7
6
N FE 2 = 60.1.16
+ (0,66) 6 .
.94.14000 = 3,5.10 > N FO = 4.10
8 
 8
→ K FL = 1
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:
σ°F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa).
σ°F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423 (Mpa).
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

[σ F ] 1 = σ F lim1 .K FL .K FC

=

450.1.1

= 257,1 (MPa).
1,75

[σ F ] 2 = σ F lim 2 .K FL K FC

=

423.1.1
= 241,7 (MPa).
1,75

o

SF

o

SF

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục aω của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :
aω1 ≥ K .(u1 + 1)

3

T1 .K Hβ

[σ H ] 2 .u1 .ψ ba

Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I) T = 154412 (N.mm)

- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng, u = 4,91
- K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng. K = 49,5 (Bảng 6.5)
Tra bảng 6.6 ta có
- KHβ là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc.

ψ bd = 0,53.ψ ba. (u1 + 1) = 0,53.035.( 4,91 + 1) = 1,09

Chọn KHβ = 1,05
Thay số vào công thức ta sẽ xác định

được khoảng cách giữa 2 trục aω1:
aω1≥ 49,5.(4,91+1). 3

154412.1, 05
= 189,5 (mm)
481,82.4,91.0,35

Vậy ta chọn sơ bộ aω1 = 182 (mm).

Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

10


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

∗ Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau:

m = (0,01 ÷ 0,02).aω1 = (0,01 ÷ 0,02).225 = 2,25 ÷ 4,5.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm.
* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z1và Z2 ta có :
Z1 =

2.aω1
2.225
=
= 25,38 Chọn Z1 = 25 răng.
m.( u + 1) 3.( 4,91 + 1)

⇒ Z2 = U1 Z1 = 4,91.25 = 122,8 (răng). Chọn Z = 125 (răng).
Vậy Zt = Z1 + Z2 = 25 + 125 = 150 .
* Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1 = 2aw1/(u1+ 1) = 2.225/(4,91+1) = 76,1 (mm).
* Tính lại khoảng cách trục:
3.150
a= =
=225 (mm).
2
Vậy không cần dịch chỉnh bánh răng.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện σH ≤ [σH] = 490,9 MPa.
Do σH =

Z M .Z H Z ε
d ω1

2.T1 .K H .(U 1 + 1)
;

bω .U 1

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- bω : Chiều rộng vành răng.
- dω1 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động;
Ta đã biết được các thông số như sau:
- T1 = 154412 (N.mm).
- bω = ψba . aω = 0,35.225 = 78,75 mm ;
- U1 = 4,91 và dω1 = 76,1 (mm).
- ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5
- ZH =

2
2
=
= 1,76
sin 2α tw
sin 40 0

- Zε =

(4 − ε α ) / 3 = (4 − 1,73 / 3) = 0,85

 1
1 
1 
 1

 = 1,88 − 3,2 +
 = 1,73 .
Vì hệ số trùng khớp εα = 1,88 – 3,2  +
 25 125 
 Z1 Z 2 
-

Hệ số KH được xác định bởi công thức: KH = KHβ.K.K
KHβ = 1,05 (bảng 6.7)
K = 1 ( bánh răng thẳng)
K

Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

11


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

ν H .bω .d ω1
5,5.78,75.76,1

 K Hv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.154412.1,05.1 = 1,1
1
Hβ
Hα



ν = δ .g .v. aω = 0,006.73.1,84. 225 = 5,5
F
o
 H
u
4,91

π .d ω1 .n1 3,14.76,1.462
=
= 1,84 m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang
60000
60000
106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ δH = 0,006.
Vận tốc bánh dẫn: v =

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ go = 73.
⇒ KH = KHβ.KHv.K = 1,05.1,1.1 = 1,155.
Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng như sau:
σH =

274.1,76.0,85 2.154412.1,155.(4,91 + 1)
= 397,7 (MPa).
76,1
78,75.4,91

Do σH = 397,7 < [σH] =490,9 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
*, Tính lại chiều rộng vành răng:
b = 78,75.( σ H /[σ H ]) 2 = 78,75.(397,7/490,9) = 51,7 (mm)
Ta chọn b = 70 (mm).

b = 64(mm).
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên
bánh răng σF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σF] hay: σF ≤ [σF].
Ta co: σ F 1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ YF 1
bω .d ω1 .m

≤ [σF1]

σF2 = σF1 . YF2 / YF1 ≤ [σF2].
Trong đó : - T1 = 154412 (N.mm).
- m = 3, b ω = 87,75 (mm), d ω1 = 76,1 (mm).
+, Yε =

1
1
=
= 1,136
ε α 0,88

- Y là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
- ε α là hệ số trùng khớp ngang
+, Y = 1- β/40 = 1- 0/40 = 1 ( do răng thẳng ).
- YF : Hệ số dạng răng.
Tra bảng 6.18 ta có: Y = 3,9 ; Y = 3,6
- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KFβ.KFα KFv.
- KFβ : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng răng.
Tra bảng 6.7: KFβ = 1,1

- KFα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng.
KFα = 1 (với bánh răng thẳng)
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

12


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

- bω : Chiều rộng vành răng.
- m : Môdum của bánh răng.
- KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

ν F .bω .d ω1
14,5.78,75.76,1

 K Fv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.154412.1,1.1 = 1,26
1
Fβ
Fα

Còn 
aω

ν F = δ F .g o .v. u = 0,016.73.1,84. 225 / 4,91 = 14,5
π .d ω1 .n1 3,14.76,1.462
=
= 1,84 m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang

60000
60000
106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ δF = 0,016.
Vận tốc bánh dẫn: v =

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ go = 73.
⇒ KF = KFβ.KFα KFv = 1,1.1.1,26 = 1,39.
Vậy ta có: σ F 1 =

2.T1 .K F .YF 1 2.154412.1,39.3,9
=
= 93,1 (MPa).
bω .d ω1 .m
78,75.76,1.3

⇒ σF2 = σF1 . YF2 / YF1 = 93,1.3,6/3,9= 85,9 (MPa).
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :
σ F 1 = 93,1( MPa ) < [σ F 1 ] = 257,1( MPa )

σ F 2 = 85,9( MPa ) < [σ F 2 ] = 241,7( MPa )
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột
ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh
mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax và ứng suất uốn cực đại σF1max luôn
luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max được xác định như sau:
[ σ H ] max = 2,8.σ ch
.


[ σ F ] max = 0,8.σ ch

Vậy suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max của mỗi bánh răng xác định như sau:
[ σ H1 ] max = 2,8.σ ch1 = 2,8.580 = 1624( MPa ).

[ σ F1 ] max = 0,8.σ ch = 0,8.580 = 464( MPa ).

[ σ H 2 ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260( MPa ).

[ σ F 2 ] max = 0,8.σ ch = 0,8.450 = 360( MPa )
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau:
σ H max = σ H . K qt

σ F max = σ F .K qt

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 2,2.
Thay số vào công thức (*) ta có:

Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

13


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

σ H max 1 = σ H . K qt = 397,7. 2,2 = 589,9( MPa ) < [σ H 1 ] max = 1260( MPa ).


σ F max 1 = σ F .K qt = 93,1.2,2 = 204,82( MPa ) < [σ F 1 ] max = 464( MPa ).

σ F max 2 = σ F .K qt = 85,9.2,2 = 188,98( MPa ) < [σ F 2 ] max = 360( MPa ).
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ
truyền cấp nhanh làm an toàn.

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục:
- Môđun bánh răng:
- Chiều rộng vành răng:
- Số răng bánh răng:
- Đường kính chia :

aω = 182 mm.
m = 3 mm.
bw = 70 mm ; b = 64 mm.
Z1 = 25 và Z2 = 125 răng.
d1 = m. Z1 = 3.25 = 75 mm;
d2 = m.Z2 = 3.125 = 375 mm;

- Đường kính đỉnh răng:

da1 = d1 + 2(1+ x1 -∆y).m = 81mm.

- Đường kính đáy răng:

da2= d2 + 2(1+ x1 -∆y).m = 381mm.
df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 67,5 mm.
df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 367,5 mm

- Đường kính cơ sở:

db1 = d1. cos α = 66. cos 20° = 70,5 mm;
db2 = d2. cos α = 375. cos 20° = 352,4 mm

o
- Góc ăn khớp: α tω = ac cos( Z t .m. cos α / 2.aω ) = 20

- Góc prôfin răng gốc:
α = 200.
- Bánh răng không có sự dịch chỉnh.

Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

14


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

B. THIẾT KẾ CẶP BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG Ở CẤP CHẬM:
1.Chọn vật liệu.
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các
thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:
HB = 241 ÷ 285;
σb1 = 850 MPa ;
σch 1 = 580 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250.

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các
thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:
HB = 192 ÷ 240; σb2 = 750 MPa ;
σch2 = 450 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 235.
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [σ H] và ứng suất uấn [σ f] cho phép.
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

[ σ H ] = ( σ H lim

S H ).Z R .Z V .K L .K xH .

Trong đó: - SH là hệ số an toàn.
- ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt.
- ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn.
- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1

⇒ [ σ H ] = σ H lim / S H

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như sau:
σ H lim = σ oH lim .K HL .
Trong đó: - σ °H lim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thức xác
σ °H lim = 2.HB + 70 ; SH = 1,1
định SH và σ °H lim như sau:
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:
σ°H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).

σ°H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
KHL=

6

N HO N HE

Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4.
 N HO1 = 30.HB12, 4 = 30.250 2, 4 = 2.10 7
⇒
 N HO 2 = 30.HB22, 4 = 30.235 2, 4 ≈ 1,47.10 7
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

15


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương N HE của bánh răng nghiêng được xác định như
m
sau:
N HE = 60.c. ∑( Ti / Tmax ) H .t i .n i
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- mH là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây mH = 3.

Vậy với bánh răng lớn ta có: N HE 2 = 60.c. ∑( Ti / Tmax ) .t i .n i
3

Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có.
4,6 
 3,2
7
7
N HE 2 = 60.1.13
+ (0,66) 3 .
.29.14000 = 1,4.10 ≈ N HO 2 = 1,47.10
8 
 8
Ta chọn : K HL = 1
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

[σ H ] 1 = σ H lim1 .K HL

=

570.1
= 518,18 (MPa).
1,1

[σ H ] 2 = σ H lim 2 .K HL

=

540.1
= 490,9 (MPa).

1,1

o

SH

o

SH

Nhưng ứng suất cho phép dùng để tính toán cho hệ chuyển động răng nghiêng là
[σ H ] =

[σ H ]1 + [σ H ] 2 518,18 + 490,9
=
= 504,54 (MPa).
2
2

Ta thấy:

[σ H ]
504,54
=
= 1,03 < 1,25
[σ H min ] 490,9

Vậy [σ H ] = 504,54 (MPa) thỏa mãn
b. Ứng suất uốn cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

[σ F ] = σ o F lim .YR .YS .K xF .K FC .K FL / S F .
Trong đó:
- σ °F lim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- K là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải đặt. K = 1
- YS = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước răng.
Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức
xác định SF và σ °H lim như sau: σ °F lim = 1,8.HB và SF =1,75.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:
σ°F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa).
σ°F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng được xác định như sau:
KFL=

6

N FO N FE

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 4.106 được xác định cho mọi loại thép.
Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định như sau:
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

16


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

N FE = 60.c. ∑( Ti / Tmax )

mF

.t i .n i

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6.
Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục III) ta có:

N FE 2 = 60.c. ∑( Ti / Tmax ) .t i .n i
6

Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có:
4,6 
 3,2
7
6
N FE 2 = 60.1.16
+ (0,66) 6 .
.29.14000 = 1,09.10 > N FO 2 = 4.10
8 
 8
Ta chọn K FL = 1
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

[σ F ] 1

σ Fo lim1 .K FL 450.1
=
=
= 257,1 (MPa).
SF
1,75

[σ F ] 2

σ Fo lim 2 .K FL 423.1
=
=
= 241,7 (MPa).
SF
1,75

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục aω
aω2 ≥ K a . (u2 + 1)

3

T .K Hβ

[σ H ] 2 .u 2 .ψ ba

(mm)

Trong đó: - T là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)
- Ψba = bω/aω1 = 0,4 là hệ số chiều rộng bánh răng. (bảng 6.7)

- KHβ là hệ số tập trung tải trọng.
- u2 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét.
Ở đây ta đã có:
- T = T = 364221 (N.mm).
- u2 = 3,26; và [σ H ] = 518,15 (MPa)
- K là hệ số phụ thuộc vật liệu. Tra bảng 6.5 chọn K = 43
ψ bd = 0,53.ψ ba (u 2 + 1) = 0,53.0,4.(3,2226 + 1) = 0,9
Tra bảng 6.7 ta chọn K Hβ =1,13
Thay số vào ta có:
364221.1,13
aω 2 ≥ 43.(3,26 + 1)3
= 193,3 (mm)
518,15 2.3,26.0,4
Chọn a ω 2 = 215 (mm)
4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là.
* Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) được xác đinh như sau:
m = (0,01 ÷ 0,02).aω1 = (0,01 ÷ 0,02).240 = 2,4 ÷ 4,8 mm.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 3 mm.
* Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2:
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

17


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi
bánh răng là β = 30 ÷ 40. Vậy chọn sơ bộ β = 350 ⇒ cos β = 0,82 khi đó ta có:

Z1 =

2.aω 2 . cos β 2.240.0,82
=
= 30,8 . Chọn Z1 = 30 (răng).
m.( u + 1)
3.( 3,26 + 1)

Z2 = U2 Z1 = 3,26.30 = 97,8 (răng). Chọn Z = 98 (răng).
⇒ Zt = Z1 + Z2 = 30 + 98 = 128.
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau:
β = arccos[(m.Zt)/(2.aω)] = arccos[(3.128/(2.240)] = 36,870.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện σH ≤ [σH] = 504,54 (MPa).
Do σH =

Z M .Z H Z ε
d ω1

2.T .K H .(U 2 + 1)
bω .U 2

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KHβ.KHV. KHα.
- bω : Chiều rộng vành răng.
- dω1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.
Ta đã tính được các thông số:
- T = 364221 (N.mm).

- bω =ψ ba .aω = 0,4.240 = 96 (mm) .
- dω1 = 2.aω/(u+1) = 2.240/(3,26+1) = 112,7(mm). Và u 2 = Uch = 3,26.
- ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1).
- ZH =

2 cos β
=
sin 2α tw

2. cos 36,87 0
=
sin 49 

2.0,8
= 1,46 .(αtω = actg(tgαω/cosβ)≈ 24,50
0,75

- Zε = 1 / ε α = 1 / 1,4 = 0,845 .
Vì εα = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosβ =[1,88 – 3,2 (1/30 +1/98 )].cos36,870 =1,4

π .d ω1 .n1 3,14.112,7.94
=
= 0,55 m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13
60000
60000
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta được cấp chính xác động học là 9
tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán...) ta xác định được : KHα = 1,13.
Do vận tốc bánh dẫn: v =

ν .bω .d ω1

0,69.96.112,7

 K Hv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.364220,5.1,13.1,13 = 1,008
1
Hβ
Hα

Còn 
ν = δ .g .v. aω = 0,002.73.0,55. 240 = 0,69
H
o
 H
u
3,26

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ δH = 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ KHβ = 1,13.
⇒ KH = KHβ.KHV. KHα =1,13.1,008. 1,13 = 1,29.
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

18


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

Thay số : σH =

274.1,46.0,845 2.364220,5.1,29.(3,26 + 1)
= 339,2 (Mpa)
112,7
96.3,26

Nhận thấy rằng σH = 339,2 (MPa) < [σH] = 504,54 (MPa) do đó bánh răng nghiêng ta tính
toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc.
*, Tính lại chiều rộng vành răng:
b =96.( σ H /[σ H ]) 2 =96.(339,2/504,54) =43,4 (mm)
Chọn b = 60 (mm) .
b = 0,9.60 = 54 (mm). Chọn b = 55 (mm).
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác
dụng lên bánh răng σF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σF] hay: σF ≤ [σF].
Mà σ F 1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bω .d ω1 .m

còn σF2 = σF1 . YF2 / YF1

Trong đó:
1
1
=
= 0,71
- Yε =
ε α 1,4
-

Yβ = 1 −

β
36,87
= 1−
= 0,74
140
140

Z v1 = Z 1 /(cos β ) 3 = 58,6 ⇒ YF 1 = 3,61
Do 
Z v 2 = Z 2 /(cos β ) 3 = 191,4 ⇒ YF 2 = 3,6
toán...).

Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính

ν .bω .d ω1
2,07.96.112,7

 K Fv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.364220,5.1,3.1,37 = 1,02
1
Fβ
Fα

Còn 
aω

ν
=
δ

.
g
.
v
.
= 0,006.73.0,55. 240 / 3,26 = 2,07
F
F
o

u
π .d ω1 .n1 3,14.112,7.94
=
= 0,55 (m/s) < 4 (m/s) tra Bảng 6.13
60000
60000
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9. Tra
Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế...) ta được KFα =1,37.
Vận tốc bánh dẫn : v =

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ δF = 0,006.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ...) ⇒ KFβ = 1,3.
⇒ KF = KFα KFβ KFv = 1,37.1,3.1,02 = 1,82.
Vậy ta có: σ F 1 =

2.T1 .K F .Yβ .Yε .YF 1
bω .d ω1 .m

=

2.364220,5.1,82.0,74.0,71.3,61
= 77,5 (MPa).
96.112,7.3

⇒ σF2 = σF1 . YF2 / YF1 = 77,5.3,6/3,61 = 77,3 (MPa).

Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

19


Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

σ F 1 = 77,5( MPa ) < [σ F 1 ] = 257,1( MPa )

σ F 2 = 77,3( MPa ) < [σ F 2 ] = 241,7( MPa )
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax và
ứng suất uốn cực đại σF1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max được xác định như sau:
[ σ H ] max = 2,8.σ ch
.

[ σ F ] max = 0,8.σ ch

Vậy suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max của mỗ bánh được xác định như sau:

[ σ H1 ] max = 2,8.σ ch1 = 2,8.580 = 1624( MPa ).

[ σ F1 ] max = 0,8.σ ch 1 = 0,8.580 = 464( MPa ).

[ σ H 2 ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260( MPa ).

[ σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360( MPa ).
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau:
σ H max = σ H . K qt

σ F max = σ F .K qt

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 2,2.
Thay số vào công thức (*) ta có:
σ H max = σ H . K qt = 339,2. 2,2 = 503,1( MPa ) < [σ H 2 ] max = 1260( MPa ).

σ F max 1 = σ F .K qt = 77,5.2,2 = 170,5( MPa ) < [σ F 1 ] max = 464( MPa ).

σ F max 2 = σ F .K qt = 77,3.2,2 = 170( MPa ) < [σ F 2 ] max = 360( MPa ).
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ
truyền cấp nhanh làm an toàn.

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

20

Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

-

Khoảng cách trục:
Môđun pháp bánh răng:

aω = 215 mm.
m =3 mm.

-

Chiều rộng bánh răng:
Số răng bánh răng:

bω = 60 mm ; b = 55mm.
Z1 = 30 và Z2 = 98.

-

Góc nghiêng của răng:

β = 36,870.

-

Góc prôfin gốc :

α = 20°.

-

Góc ăn khớp:

αt = αtω = arctg(tgα/cosβ) = 24,50.

-

Đường kính chia :

-

Đường kính đỉnh răng :

-

Đường kính đáy răng :

-

Đường kính cơ sở :

d1 = m.Z1/cosβ = 3.30/0,8 = 112,5 mm.
d2 = m.Z2/cosβ =3.98/0,8 = 367,5 mm.
da1 = d1 + 2.m = 112,5 + 2.3 = 118,5 mm.
da2 = d2 + 2.m = 367,5 + 2.3 = 373,5 mm.
df1 = d1 – 2,5. m = 112,5 - 2,5.3 = 105mm.
df2 = d2 - 2,5.m = 367,5 - 2,5.3 = 360 mm.

db1 = d1. cos α = 112,5.cos 20° = 105,7 mm,
db2 = d2. cos α = 367,5. cos 20° = 345,3 m

C. THIẾT KẾ TRỤC
1. chọn vật liệu
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

21


§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn
vật liệu là thép C45 thường hóa và có các tính chất như sau:
- σb = 600 Mpa ; σch = 340 Mpa
Với độ cứng là 200HB
ứng suất xoắn cho phép là [ τ] = 15 … 30 Mpa ( lấy giá nhỏ đối với trục vào và giá trị lớn
đối với trục ra của hộp giảm tốc
2. xác định sơ bộ đường kính trục
Theo (10.9), đường kính trục thứ k với k =1…3
d k ≥ 3 Tk / 0,2[τ ]
3
-Ta có T1 = 154412 (N.mm) ; chọn [τ] = 15 => d1 ≥ 154412 / 0,2.15 37,2 (mm)
Chọn d1= 40 (mm) => bo1 = 23 (bảng 10.2)
Ta có T2 = 364221 (N.mm) ; chọn [τ] = 20 => d ≥ 45 (mm)
Chọn d2 = 45 (mm) => bo2 = 25
- Ta có T3 = 2268948 (N.mm) ; chọn [τ] = 30 => d3 ≥ 72,3 (mm)
Chọn d3 = 75 (mm) => bo3 = 37

3. xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ bảng 10.3 ta chọn:
- k1 là khoảng cách từ chi tiết chuyển động tới thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết với
nhau. Chọn k1 = 10 mm ; k2 = 10 mm ; k3 = 15 mm ; hn = 20 mm

- k2 là khoảng cách từ ổ lăn tới thành trong của hộp. Chọn k2 = 10 mm
- k3 là khoảng cách từ chi tiết quay tới nắp ổ hộp. Chọn k3 = 15 mm
- hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Chọn hn = 20 mm
Ta có chiều dài may ơ, bánh đai ,răng nối trục
- lm12 = (1,2 ÷ 1,5).d1= (1,2 ÷ 1,5).40 = 48 ÷ 60
Chọn lm12 = 55 mm
Chọn l = 60 mm
- lm22 = lm24 = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (1,2 ÷ 1,5).45 = 54 ÷ 67,5
Chọn lm22 = l24 = 60 mm
- lm23 = (1,2 … 1,5).d2 = 54 ÷ 67,5
Chọn lm23 = 64 mm
- chiều dài may ơ khớp nối
lm33= ( 1,4 ÷ 2,5).d3 = ( 1,4 ÷ 2,5).75=105 ÷ 187,5
Chọn lm33 = 150 mm
Khoảng cách công xôn (khoảng chìa) để lắp bánh đai vào là :
- lc12 = 0,5. (bo1 + lm12) + k3 + hn = 0,5.( 23 + 50) + 15 + 20 = 71,5 mm
Chọn lc12 = 72 mm
Khoảng công xôn để nối trục đàn hồi trên trục ra là:
- lc33 = 0,5. (bo3 + lm33) + k3 + hn = 0,5.( 37 + 150 ) +15 +20 = 128,5 mm
Chọn lc33 = 130 mm
•

Khoảng cách trên các trục là :

Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

22


§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

* Trên trục II
- l22 = 0,5. (lm22 + bo2 ) + k1 + k2 = 0,5.(60 +25) +10 +10 = 62,5 (mm)
Chọn l22 = 63 (mm)
- l23 = l22 + 0,5.( lm22 + lm23 ) + k1 = 63 + 0,5. ( 60 + 64) +10 = 135 (mm)
- l24 = 2l23 – l22 = 2.135 – 63 = 207 (mm)
- l21 = 2.l23 = 2.135 = 270 (mm)
* Trên trục III
- l32 = l22 = 63 (mm)
- l31 = l21 = 270 (mm)
- l33 = l = 207 (mm)
* Trên trục I
- l12 = lc12 = 72 (mm)
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

23


§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

- l13 = l23 = 135 (mm)

- l11 = l21 = 270 (mm)
Khoảng cách giữa các gối đỡ
- l11 = l21 = l31 = 270 (mm)
Kết quả tính toán
Trục thứ

Khoảng cách lki

I

l12 = 72 mm ; l13 = 135 mm ;
l11= 270 mm

II

l22 = 63 mm ; l23 = 135 mm ;
l24 =207 mm ; l21 = 270 mm

III

l32 = 63 mm; l31 = 270 mm;
l33 = 207 mm

4. Tính các lực tác dụng lên trục
Tải trọng tác dụng lên trục chủ yếu là các mô men và các lực trong bộ truyền bánh răng khi
ăn khớp
- Lực tác dụng của đai lên trục Fđ = 1178 (N)
Vì vậy ta có:
Fxđ = Fđ.cosα = 1178. cos 500 = 589 (N)
( với α là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài)

Fyđ = Fđ. sinα = 1178. sin 500 = 1020 (N)
- Lực tác dụng lên khớp nối :
Fk = (0,2 ÷ 0,3). 2T3/ Dt
Với T3 = 2268948 (N.mm) ta chọn Dt = 200 ( theo bảng 16.10a)
=> Fk = (0,2 ÷ 0,3).2.2268948/200 = 4538 ÷ 6807
Lấy Fk = 6000 (N)
Lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền đai được chia làm 3 thành phần
Ft : lực vòng ; Fr : lực hướng tâm ; Fa : lực dọc trục
Trong đó:
Cặp bánh răng thằng
Ft1 = Ft2 = 2T1/ d1 = 2.154412/75 = 4118 (N)
Fr1 = Ft1. tgαtw = 4118.tan20 o =1499(N)
Cặp bánh răng nghiêng:
Ft3 = Ft4 = 2T2/d1 = 2.364221/112,5 = 6475 (N)
Fr3 = Fr4 = Ft3.tgαtw / cosβ = 6475.tg24,5 o /cos36,87 o = 3684 (N)
Fa3 = Fa4 = Ft3.tgβ = 6475tg36,87 0 = 4856 (N)
*. Xác định đường kính trục vào của hộp giảm tốc
a. các lực tác dung lên trục và biểu đồ mô men
- lực từ bánh đai tác dụng lên trục:
Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

24


§å ¸n m«n häc chi tiÕt m¸y

Gi¸o viªn híng dÉn: Hoàng Xuân Khoa

Fxđ = 589 (N)
Fyđ = 1020 (N)

- lực từ bánh răng thẳng tác dụng lên trục:
Ft1 = 4118 (N)
Fr1 = 1499 (N)
Từ biểu đồ lực ta có hệ:
∑ Fx =Fxđ +
FxA −
Ft1 +
FxB = 0

Fyđ −
FyA −
Fr1 + FyB = 0
 ∑ Fy =

72.Fxđ + 135.Ft1 − 270.FxB = 0
 ∑ M xA =
 ∑ M yA =
72.Fyđ + 135.Fr1 − 270.FyB = 0

Gải hệ phương trình ta có:
 FxA = 1313
 F = 542,5
 yA

 FxB = 2216
 FyB = 1021,5
b, Tính momen trên trục:
+, Mx
M = M = 0 (N.mm)
M = 72. F = -72.1020 = -73440 (N.mm)

M = M = -[(72+135). F - F .135] = -[207.1020-542,5.135] = - 137903 (N.mm)
+,My
M = F .72 = 589.72 = 42408 (N.mm)
M = F .(72+135) +F .135 = 589.207 + 589.135 = 299178 (N.mm)
+, Mz
Mz = F.( d /2) = 4118.( 75/2) = 154425 (N.mm)

Sinh viªn thùc hiÖn: Trần Trung Thành – Lớp ck5-k5

25