Đồ án Chi Tiết Máy: Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

Lớp :CTM2_K12
Môn Học: Đồ án Chi Tiết Máy
Đề tài : Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

Chương 1: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và mômen xoắn trên các
trục động cơ
1.1, Chọn động cơ
1.1.1, Xác định công xuất động cơ
Pct =

Pt
ηβ

Trong đó:

- Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)
- Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)
Pt = F .v.10 −3

Với :Lực kéo băng tải F=11000 N
Vận tốc băng tải V=0,35 m/s
− Pt = 11000.0,35. 10 −3 = 3,85 kw
Hiệu suất truyền động:
- η =ηđ..ηbr. η ol . ηk .ηot
2

- Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có:

Hiệu suất bộ truyền đai

ηđ = 0,96

Hiệu suất 1 cặp bánh răng

ηbr =0,97

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηol =0,99

Hiệu suất khớp nối

ηk =0,99

Hiệu suất 1 cặp ổ trượt

ηot =0,995

− η = 0,96.0,97.0,99 2 .0,99.0,995 = 0,9
− β=

=

− β = 12.

2,5
4,5
+ 0,65 2.

=0,74
8
8

3,85

− Pct = 0,9.0,74 = 5,78 kw
1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ
SV:Lê Văn Hiệp

-1-

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động
Ut = Uh.Un
Trong đó:
- Uh: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc
- Un: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài
Theo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ:
Uh= Ubr= 4
Un= Uđ =5
 Ut= 4.5 = 20
- Số vòng quay trục máy công tác:
nlv =

60000.v
π .D

Với vận tốc băng tải v =0.35 m/s
Đường kính tang D= 175mm
 nlv =

60000.0,35
3,14.175 =38,22 (vg/ph)

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
 .nsb=nlv.ut = 38,22.20 = 764,4 (vg/ph)
1.1.3 Chọn động cơ
- Momen mở máy của động cơ
1,68.T1
Tmm
1,68
=
=
T
T1 + T2 1,65 = 1,1

- Theo kết quả tính toán ở trên :
• Công suất cần thiết Pct = 5,78 kw
• Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ:nsb = 978(vg/ph)
T

T

mm
max
• Tải trọng phải thỏa mãn: T < T
dn

Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ:
Tên động cơ

SV:Lê Văn Hiệp

Công suất
động cơ (kw)

nđb (vg/ph)

-2-

Hệ số cosϕ

Tmax
Tdn

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

4A132S6Y3

7,5

968

0,8

2,2

1.2.Phân phối tỷ số truyền
- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động :
n đb

968

Ut = Uh.Uđ = n = 38,22 = 25,32
lv
- Phân phối tỷ số truyền:
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc Uh = Ubr = 4
 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài Un = Uđ = 6.33
1.3.Xác định công suất,số vòng quay và mômen xoắn trên các trục của hệ
thống dẫn động:
Gồm các trục:
− Trục động cơ
− Trục bánh răng nhỏ: trục 1
− Trục bánh răng lớn : trục 2
1.3.1,Trục bánh răng lớn:
Theo sơ đồ hệ thống dẫn đông của đề 185 ta có:
P2 =

Plv
Pt
=
η ot .η k .η 0l η ot .η k .η 0l

Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:
− ηot= 0,995
− ηk= 0,99
− ηo l= 0,99
3,84

 P2 = 0,995.0,99.0,99 = 3,93 kw
n2= nlv = 38,22 (vg/ph)
P2

3,93

T2 = 9,55.10 6 . n = 9,55.10 6 38,22 = 981985,87 N.mm
2

1.3.2,Trục bánh răng nhỏ:
Theo sơ đồ hệ thống dẫn động đề 76 ta có:
P1 =
SV:Lê Văn Hiệp

P2
η ol .η br
-3-

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:
− nlt= 0,99
−

nbr= 0,97

3,93

 P1 = 0,99.0,97 = 4,09 kw
n đc

968

n1= U = 6,33 = 153(vg/ph)
đ
P1

T1 = 9,55.10 6 . n = 9,55.10 6
1

4,09
= 255290,84 N.mm
153

1.3.3,Trục động cơ:
Theo sơ đồ hệ thống dẫn động ta có:
Pđc =

P1
η br .η đ

Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:
− nbr= 0,97
−

nđ= 0,96

4.09

 Pđc = 0,97.0,96 = 4,39 kw
nđc =968(vg/ph)
Pđc

Tđc = 9,55.10 6 . n

= 9,55.10 6

đc

4,39
= 43310,43 N.mm
968

Bảng tổng kết số liệu:

Thông số

trục

Công suất P(kw)

Động cơ

1

2

4,39

4,09

3,93

Tỷ số truyền U

4,9

4

Số vòng quay n
(vg/ph)

968

153

Mômen xoắn T
(N.mm)

43671,35

199283,16

SV:Lê Văn Hiệp

-4-

38,22
767201,55

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

Chương 2.Thiết kế bộ truyền ngoài_Bộ truyền đai thang
2.1,Chọn loại đai
Căn cứ công suất động cơ P = 7,5kw, tỷ số truyền Uđ = 4,87 và điều kiện
làm việc va đập nhẹ ta chọn
Loại đai là đại vải cao su
2.2,Xác định các thông số bộ truyền
2.2.1,Đường kính bánh đai nhỏ
Theo công thức thực nghiệm ta có : d1 = (5.2...6.4) 3 Tđc

trong đó : mômen xoắn trên trục động cơ Tđc = 43671,35 N.mm
đường kính bánh đai nhỏ d1
 d1 = (5.2...6.4) 3 43671,35 =183,1...225,3 mm
Theo tiêu chuẩn bảng 15_tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d1 = 200 mm
2.2.2,Đường kính bánh đai lớn
d2 =

d1 .U d
200.4,9
= 1 − 0,01 = 989,9 mm
1−ξ

Theo tiêu chuẩn bảng 15_ tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d2 = 1000 mm
Tỷ số truyền thực tế :
d2

1000

Utt= d (1 − ξ ) = 200.(1 − 0.01) = 5
1.
 Sai lệch tỷ số truyền :
∆U =

U đ − U tt
5 − 4.9
.100 =
.100 = 2 % < 5% ⇒ đảo bảo
Uđ
4.9

2.2.3,Khoảng cách trục và chiều dài đai
• khoảng cách trục :
a ≥ (1,5...2)(d1 + d 2 ) =1,5.(200 + 1000) = 1800 mm
• chiều dài đai :
( d 2 − d1 ) 2
π
3,14.(1000 + 200) (1000 − 200) 2
= 2.1800 +
+
L = 2a + ( d1 + d 2 ) +
2
4a
2
4.1800

= 5572,8 mm
• tăng dây đai lên một lượng l = 127,2 mm để dễ nối đai.Vậy chiều
dài của đai là L =5,7m
SV:Lê Văn Hiệp

-5-

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

• Nghiệm đai về tuổi thọ : i =

v
L

Với chiều dài của đai L = 5,7m
vận tốc đai v =

π .d1 .nđc 3,14.200.960
=
= 10m / s
60.10 3
60.10 3

10

 i = 5,7 = 1,75 < 5 ⇒ đảm bảo độ bền của đai
• Nghiệm góc ôm α1:
α1 = 180° − 57.

d 2 − d1
1000 − 200
= 180° − 57.
= 154,6° > [α 1 ] = 150° .Thỏa
a
1800

mãn điều kiện góc ôm
2.3,Xác định tiết diện đai
• Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo
của đai :

A = b.δ =

Ft .k đ
F .k
⇒b= t đ
[δ F ]
[δ F ].δ

Trong đó : δ là chiều dày của đai.Với đai vải cao su
δ
1
1
200
≤
⇒δ ≤
d1 =
= 5mm
d1 40
40
40

Theo bảng tra 4.1_TTTKHTDĐCK ta chọn δ = 5 ⇒ z = 4
Lưc vòng Ft =

1000.Pct
V

Với vận tốc đai V =

π .d1 .nđc 3,14.200.960

=
= 10m / s
60.10 3
60.10 3

 Ft =

1000.Pđc 1000.5,5
=
= 550 N
V
10

• Theo bảng 4.7_TTTKHTDĐCK ta có :Hệ số tải trọng động kđ = 1,1
• Ứng suất có ích cho phép [δ F ] xác định theo công thức:

[δ F ] = [δ F ] 0 .Cα .Cv .C 0

Trong đó:
 Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm

[δ F ] 0 = k1 − k 2.δ
d1

SV:Lê Văn Hiệp

-6-

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là 50° ⇒ Ứng
suất căng ban đầu σ 0 = 1.8MPa
Theo bảng 4.9_TTTKHTDĐCK ta chọn : k1 = 2,5; k2 = 10
=> [δ F ] 0 = 2,5 −

10..5
= 2,25 (MPa)
200

Theo bảng 4.10_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có:
− Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm

: Cα = 0,9208

Theo bảng 4.11_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có:
− Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc góc

: Cv = 1,0094

Theo bảng 4.12_TTTKHTDĐCK với Góc nghiêng đường nối tâm
bộ truyền ngoài là 50°
− Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền C 0 = 1
⇒ [δ F ] = 2,25.0,9208.1,0094.1 = 2,09 (MPa)

Hệ số tải trọng động kđ = 1,35

F .k

550.1,35

t đ
=> b = δ .[δ ] = 5.2,09 = 71,05mm
F

Theo tiêu chuẩn bảng 21_tập bảng tra chi tiết máy : b =71 (mm)
⇒ B = 80( mm )

2.4,Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
− Lực căng ban đầu :
F0 = σ 0 .b.δ = 1,8. 71. 5= 639 (N)

− Lực tác dụng lên trục:
α 
 154,6 
Fr = 2.F0 . sin  1  = 2.639. sin 
 = 1208,6 (N)
 2 
 2

Chương 3 .Thiết kế bánh răng
3.1,Chọn vật liệu
Chọn vật liệu 1 cấp bánh răng với:
− Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285
SV:Lê Văn Hiệp

-7-

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

Chọn độ cứng HB = 245
Giới hạn bền σ b1 = 850 (MPa)
Giới hạn chảy σ ch1 = 580 (MPa)
− Bánh răng lớn:
Thép 45 thường hóa có độ rắn HB 192…240
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền σ b 2 = 750 (MPa)
Giới hạn chảy σ ch 2 = 450 (MPa)
3.2,Định ứng suất cho phép
− Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H ] = σ

0
H

lim

.

K HL
SH

+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở : σ 0 lim = 2.HB + 70
H

Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:SH =1,1
⇒ σ 0H lim1 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)
⇒ σ 0H lim 2 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

+ Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền:
KHL =

mH

N HO
.Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúc m H =
N HE

6
o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N HO = 30.HB 2, 4
⇒ N HO1 = 30.230 2, 4 = 1,39.10 7
⇒ N HO 2 = 30.180 2, 4 = 7,76.10 6

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
N HE

 T
= 60.c.∑  i
 Tmax

3


 .ni .t i


Với c, ni , Ti , t i lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng
quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng
đang xét.
SV:Lê Văn Hiệp

-8-

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội
N HE 2

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

 T
n
= 60.c. 1 ∑ t i ∑  i
u1
 Tmax

⇒ N HE 2 = 60.1.

3

 ti
 .
 ∑ ti

196  3 2,8
4,2 
7
.1 .
+ 0,77 3.
.10000 = 1,7.10
4  8
8 

Vì N HE 2 > N HO 2 ⇒ N HE 2 = N HO 2 .Tương tự thì do đó N HE1 > N HO1 ⇒
N HE1 = N HO1 Nên suy ra KHL = 1
Như vậy sơ bộ xác định được :

[σ H ]1 = 560. 1

= 509MPa

[σ H ] 2 = 530. 1

= 481,8MPa

1,1
1,1

[σ H ] =

[σ H ] 1 + [σ H ] 2
2

=

509 + 481,8
= 495,4 MPa < 1,25[σ H ] min ⇒ thỏa
2

mãn
0
− Ứng suất uốn cho phép: [σ F ] = σ lim .
F

K FC .K FL
SF

Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:;SF = 1,75
+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở : σ 0 lim = 1,8.HB
F

[ ]
⇒ [σ ]

0
⇒ σ Flim
= 1,8.245 = 441MPa
1
0

Flim 2

= 1,8.230 = 414 MPa

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải:KFC = 1(vì tải đặt một phía)
+ Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền:
KFL =

mF

N FO
.Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn mF = 6
N FE

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO = 4.10 6
o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:
mF

N FE

 T 
= 60.c.∑  i  .ni .t i
 Tmax 

Với c, ni , Ti , t i lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng
quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng
đang xét.
SV:Lê Văn Hiệp

-9-

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội
⇒ N FE 2

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

 T
n
= 60.c. 1 ∑  i
u1  Tmax

6


196  6 2,8
4.2 
7
 .t i = 60.1.
+ 0,77 6.
1 .
.10000 = 1,3.10
4  8
8 


Vì N FE 2 = 8,4.10 7 > N FO 2 = 4.10 6 do đó KFL2 = 1.Tương tự thì KFL1 = 1

Như vậy sơ bộ xác định được :

[σ F ]1 = 441. 1.1

= 252MPa

[σ F ] 2 = 414. 1.1

= 236,5MPa

1,75
1,75

− Ứng suất quá tải chọ phép:

[σ H ] max = 2,8σ ch 2 = 2,8.450 = 1260MPa
[σ F 1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.480 = 464MPa
[σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360MPa
3.3, Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
3.3.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
a w = K a .(u ± 1).3

T1 .K Hβ

[σ H ] 2 .u.ψ ba

Trong đó :
 Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng:
Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK: K a = 49,5MPa 1/ 3
 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T1 = 199283,16N.mm

 Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H ] = 495,4MPa
 Hệ số xác định theo công thức : ψ bd = 0,53.ψ ba (u ± 1)
Theo bảng 6.6_ TTTKHTDĐCK: chọn
ψ ba = 0,3 ⇒ ψ bd = 0,53.0,3(4 + 1) = 0,795

 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc:KHβ
Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy :
KHβ = 1,02975
 a w = 49,5.(4 + 1).3

199283,16.1,02975
= 219,4mm
495,4 2.4.0,3

 Ta lấy aw = 219mm
SV:Lê Văn Hiệp

- 10 -

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

3.3.2 Xác định thông số ăn khướp:
1,Xác định môđun:
m = (0,01 ÷ 0,02)a w = (0,01 ÷ 0,02).219 = 2,19 ÷ 4,38mm

Theo tiêu chuẩn trị số môđun bảng 6.8 _TTTKHTDĐCK ta chọn:
m = 4 mm
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có β = 0
+ Xác định số bánh răng nhỏ: z1 =

2.a w
2.219
=
= 21,9 .Lấy z1 =
[ m.(u + 1)] [ 4.(4 + 1)]

21
+ Xác định số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 21.4 = 84
+ Tổng số răng zt = z1+ z 2 = 21 + 84 = 105
+ Tính lại khoảng cách trục a w =

mz t 4.105
=
= 210mm
2
2

Do đó tỷ số truyền thực tế Utt = Uh = 4
2, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
+ Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ H = z M . z H . zε .

2.T1 .K H .(u + 1)
.Trong đó:

bw .u.d w21

 Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:
Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK ,ZM = 274 MPa 1 / 3
 Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
zH =

2 cos β b
.Với
sin 2a wt

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb:
tgβ b = cos α t .tgβ = cos 20.tg 0 = 0.

Với α t = α tw = arctg (tgα / cos β ) = arctg (tg 20 / cos 0) = 20
Trong đó: góc prôfin gốc α = 20; góc prôfin răng α t ; góc ăn khớp
α tw
⇒ zH =

2 cos 0
= 1,7
sin 2.20

 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : zε
SV:Lê Văn Hiệp

- 11 -

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp dọc của răng :
εβ =

bw . sin β 210. sin 0
=
= 0 .Với chiều rộng vành răng
m.π
3.3,14

bw = ψ ba .a w = 0,3.210 = 63mm

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng:

1 1 
1
1 

ε α = 1,88 − 3,2( + ). cos β = 1,88 − 3,2( + ) cos 0 = 1,69
z1 z 2 
21 84 


⇒ zε =

4 − εα

4 − 1,69
=
= 0,87
3
3

 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
d w1 =

2a w
2.210
=
= 84mm .
(u h + 1) (4 + 1)

Vận tốc vòng v =

π .d w1 .n1 3,14.84.196
=
= 0,86m / s ⇒ Theo bảng
60000
60000

6.13_ TTTKHTDĐCK dùng cấp chính xác 9.
 Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc: K H = K Hβ K Hα K Hv .Với
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:KHβ
Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK doψ ba = 0,795 ,bằng phương
pháp nội suy:KHβ= 1,02975
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khướp khi tính về tiếp xúc:
theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9
và v < 2,5 ⇒ K Hα = 1,13
• Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
khi tính về tiếp xúc:
K Hv = 1 +

v H .bw .d w1
2.T1 .K Hβ .K Hα

o Với v H = δ H .g 0 .v.

aw
210
= 0,006.73.0,86.
= 2,7
u
4

o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số
ăn khướp
δ H theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK

SV:Lê Văn Hiệp

- 12 -

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch
các bước bánh răng 1 và 2

⇒ K Hv

g 0 theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK
2,7.63.84
= 1+
= 1,06
199283,16.1,02975.1,13

→ K H = 1,02975.1,13.1,06 = 1,2

Vậy
σ H = z M .z H .z ε .

2.T1 .K H .(u + 1)
2.199283,16.1,2.(4 + 1)
= 274.1,7.0,87.
= 469,9 MPa
2
bw .u.d w1
63.4.84 2

+ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H ] = [σ H ].ZV .Z R .K xH

 với v = 0,65m/s<5 m/s, suy ra hệ số xét đến ảnh hưởng vận
tốc vòng Z V = 1
 Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc Z R
với cấp chính xác động học là 9.Chọn cấp chính xác về mức
tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia công đạt độ nhắm
R z = 10...40 µm ⇒ Z R = 0,95

 Với d a < 700mm ⇒ K xH = 1

 [σ H ] = 495,4.1.0,95.1 = 470,7 MPa
Do σ H = 469,9 < [σ H = 470.7]

.Như vây. Bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc
 Tính lại chiều rộng vành răng :
2

2

σ 
 469,9 
bw = ψ ba .a w  H  = 0,3.210.
 = 62,8mm
 470,7 
 [σ H ] 

3, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ăn khớp
σ F1 =

σ F2

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw d w1 .m

≤ [σ F 1 ]

σ .Y
= F 1 F 2 ≤ [σ F 2 ]
YF 1

.Trong đó:

 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T1 = 199283,16 N.mm
 Môđun pháp : m = 4 mm
 Chiều rộng vành răng : bw = 62,8mm
SV:Lê Văn Hiệp

- 13 -

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

 Đường kính vòng lăn bánh chủ động: d w1 = 84mm
 Hệ số tải trọng kinh tính về uốn: K F = K Fβ K Fα K Fv .Với
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về uốn:KFβ
Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK doψ ba = 0,795 bằng phương pháp nội
suy:KFβ = 1,0695
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khướp khi tính về uốn:
theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9
và v < 2,5 ⇒ K Fα = 1,37
• Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng :
Yε =

1
1
=
= 0,59
ε a 1,69

Trong đó hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của bánh
răng ε a = 1,69
• Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng β = 0
⇒ Yβ = 1
• Hệ số trùng khớp của dạng bánh răng 1 và 2: YF 1,YF 2
o theo bảng 6.9_TTTKHTDĐCK Với Z1 = 21 ⇒ hệ số
dịch chỉnh x1 = x2 = 0
Z1
21
=
= 21
3
1
cos β

Z2
84
=
=
= 84
3
1
cos β

ZV 1 =

o số răng tương đương :
ZV 2

Theo bảng 6.18_TTTKHTDĐCK bằng phương pháp
nội suy ta có:
YF 1 = 4,04; YF 2 = 3,608

• Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
khi tính về uốn:
K Fv = 1 +

SV:Lê Văn Hiệp

v F .bw .d w1
2.T1 .K Fβ .K Fα

- 14 -

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

o Với v F = δ F .g 0 .v.

aw
210
= 0,016.73.1,14.
= 9,64
u
4

o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số
ăn khướp
δ F theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch
các bước bánh răng 1 và 2

⇒ K Fv

g 0 theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK
9,64.62,8.84
=1+
= 1,17
2.199283,16.1,0695.1,37

→ K F = 1,0695.1,37.1,17 = 1,71

Vậy
σ F1 =
σ F2 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw d w1 .m

=

2.199283,16.1,71.0,59.1.4,04
= 38,5MPa < [σ F 1 ] = 252 MPa
62,8.84.4

σ F 1 .YF 2 39,55.3,608
=
= 34,38MPa < [σ F 2 ] = 236,5MPa
YF 1
4,04

+ Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: [σ F ] = [σ F ]YR .YS .K xF
 Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:
Với môđun
m = 4mm ⇒ YS = 1,08 − 0,0695 ln( m ) = 1,08 − 0,0695 ln ( 4 ) = 0,98

 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhắm : YR = 1 (bánh răng
phay)
 Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền
uốn: : K xF = 1 (da<400)

⇒ [σ F 1 ] = 252.0,98.1.1 = 241,9 MPa

⇒ [σ F 2 ] = 236,5.0,98.1.1 = 227 MPa

Vậy

σ F 1 = 39,55MPa < [σ F 1 ] = 241,9MPa
σ F 2 = 35,32 MPa < [σ F 2 ] = 227 MPa

4, Kiểm nghiệm răng về quá tải:
+ Đồng thời ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại phải
không vượt quá 1 giá trị cho phép:
σ H max = σ H . K qt ≤ [σ H ] max
σ F max = σ F . K qt ≤ [σ F ] max
SV:Lê Văn Hiệp

- 15 -

Trong đó:

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

 Ứng suất tiếp xúc cực đại : σ H max
 Ứng suất tiếp uốn cực đại : σ F max
 Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép : [σ H ] max = 1260MPa

 Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phep : [σ F ] max
 Hệ số quá tải K qt =

Tmax
=2
T

σ H 1 max = 470,7. 2 = 665,67 MPa ≤ [σ H ] max = 1260 MPa



σ F 1 max = 39,55. 2 = 55,9 MPa ≤ [σ F 1 ] max = 464 MPa

σ F 2 max = 35,32. 2 = 49,95MPa ≤ [σ F 2 ] max = 360 MPa

5, Các thông số hình học cơ bản cho bộ truyền:
+ Đường kính vòng chia :
m.Z 1 4.21
=
= 84mm
cos β
1
m.Z 2 4.84
d2 =
=
= 336mm
cos β
1
d1 =

+ Đường kính đỉnh răng :

d a1 = d1 + 2.(1 + x1 + ∆y ).m

d a 2 = d 2 + 2.(1 + x 2 + ∆y ).m

⇒

d a1 = 84 + 2.(1 + 0 + 0).4 = 92mm

d a 2 = 336 + 2.(1 + 0 + 0).4 = 344mm

+ Đường kính đáy răng :

d f 1 = d1 − ( 2,5 − 2.x1 ) m = 84 − ( 2,5 − 2.0) 4 = 82mm

d f 2 = d 2 − ( 2,5 − 2.x 2 ) m = 336 − ( 2,5 − 2.0 ) 4 = 334mm

+ Đường kính lăn :
2.a w
2.210
=
= 84mm
( u + 1) ( 4 + 1)
= d w1 .u = 84.4 = 336mm

d w1 =
d w2

SV:Lê Văn Hiệp

- 16 -

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

Bảng tổng kết các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng:
Thông số

Giá trị

Khoảng cách trục

a w = 210mm

Mônđun pháp

m = 4mm

Chiều rộng vành răng

bw = 62,8mm

Tỷ số truyền

Uh = Ubr = 4

Góc nghiêng của răng

β = 0°
Z1 = 21

Số bánh răng

; Z 2 = 84

Hệ số dịch chỉnh

x1 = x 2 = 0

Đường kính vòng chia
Đường kính đỉnh răng

d1 = 84mm; d 2 = 336mm
d a1 = 92mm; d a 2 = 344mm

Đường kính đáy răng

d f 1 = 82mm; d f 2 = 334mm

Đường kính lăn

d w1 = 84mm; d w 2 = 336mm

Chương 4.Thiết kế trục
4.1.Chọn vật liệu chế tạo trục:

Chọn vật liệu chế tạo trục lag thép 45 thường hóa có:
− Độ cứng : HB = 200
− Giới hạn bền : σ b = 850 MPa
− Giới hạn chảy: σ ch = 340MPa
− Ứng suất xoắn cho phép: [τ ] = 15 ÷ 30MPa .Chọn [τ ] = 20MPa
4.2.Tính toán thiết kế trục:
4.2.1.Xác định tải trọng tác dụng lên trục
1.Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng:
− Từ bộ truyền bánh răng trụ:
Ft1 =

2T1
= Ft 2
d w1

Ft1tgα tw
= Fr 2
cos β
Fa 2 = Ft1tgβ = Fa 2
Fr1 =

− Trong đó:
SV:Lê Văn Hiệp

- 17 -

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


H Cụng Nghip H Ni

n Chi Tit Mỏy 185

T1 , d w1 , tw , ln lt l mụmen xon trờn trc 1 (Nmm),
ng kớnh vũng ln bỏnh 1 (mm),gúc n khp ,gúc
nghiờng ca rng
Ft1 , Ft 2 :Lc vũng tỏc dng lờn bỏnh rng nh, ln ( Nmm )
Fr1 , Fr 2 :Lc hng tõm tỏc dng lờn bỏnh rng nh, ln

( Nmm)

Fa1 , Fa 2 :Lc dc trc tỏc dng lờn bỏnh rng nh, ln

( Nmm)

Ft1 =


2T1 2.199283,16
=
= 4744( N ) = Ft 2
d w1
84

Ft1tg tw 4744.tg 20
=
= 1726( N ) = Fr 2
cos
cos 0
Fa1 = Ft1tg = 0 = Fa 2

Fr1 =

2.Lc tỏc dng t b truyn ai v khp ni:
T b truyn ai:

154,6
Fd = 2.F0 . sin 1 = 2.639. sin
= 1208,6 (N)
2
2

Vỡ ng ni tõm to vi b truyn ngoi 1 gúc = 50 nờn phõn Fr thnh 2
thnh phn:
Fdy = Fd . cos = 1208,6. cos 50 = 776,8 N
Fdx = Fd . sin = 1208,6. sin 50 = 925,8 N

d. Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi:
T khp ni:
Fk = ( 0,2 ữ 0,3) Ft = 2045 ữ 3068 N
Ft =

2T2 2.767201,55
trong ú:
=
= 10229 N
Dt
150.5

Chn Fk= 3000N
o Ft : Lc vũng trờn khp ni N

o T2 : Mụmen xon trờn trc 2 N.mm
o Dt : ng kớnh vũng trũn qua tõm cỏc cht mm
2. Tính sơ bộ đờng kính trục
Theo công thức 10.9:

SV:Lờ Vn Hip

- 18 -

GVHD:Nguyn Tun Linh


H Cụng Nghip H Ni

n Chi Tit Mỏy 185
d 3

T1
0,2[ ]

Với T: Mômen xoắn
[ ] : ứng suất xoắn cho phép. [ ] = 15ữ30 MPa
a. Trục 1
d1 = 3

T1
199283,16
=3
= 40,4 (mm)
0,2[ ]

0,2.15

d2 = 3

T2
767201,55
=3
= 59,7 (mm)
0,2[ ]
0,2.18

Chọn d1 = 40 (mm)
b. Trục 2

Chọn d2 = 60 (mm)
3. Xác định khoảng cách các gối đỡ
Chiu di may bỏnh ai, may bỏnh rng tr :
l m1 = (1,2 ữ 1,5).d1 = (1,2 ữ 1,5).40 = 48 ữ 60mm

Chn l m11 = 50mm; lm12 = 55mm
Chiu di may na khp ni :

l m 2 = (1,4 ữ 2,5).d 2 = (1,4 ữ 2,5).60 = 84 ữ 150mm

Chn l m 23 = 90mm;

l12 = lc12 ; l13 = 0,5( l m13 + b0 ) + k1 + k 2 ; l11 = 2l13

Theo bng 10.3_TTTKHTDCK ta chn:
Tờn gi

Khong cỏch t mt mỳt ca chi tit quay n thnh trong ca hp
hoc khong cỏch gia cỏc chi tit quay
Khong cỏch t mt mỳt ca n thnh trong ca hp
Khong cỏch t mt mỳt ca chi tit quay n np
Chiu cao lp v u bulụng

Ký hiu v giỏ tr

Khong cỏch gia cỏc im t lc:
Trc 1
l13 = 0,5( lm13 + b0 ) + k1 + k 2 =0,5(55+23)+10+8=57
l11 = 2l13 =2.57=114
l12 = lc12 =0,5(lm11 +bo1)+k3+hn= 0,5(50+23)+10+18=64.5

trc 2
l 23 = l13 = 57
l 21 = l11 = 114
SV:Lờ Vn Hip

- 19 -

GVHD:Nguyn Tun Linh

k1 = 10
k2 = 8
k 3 = 10
hn = 18


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

l 22 = −l c 23 =0,5(lm23 +bo2)+k3+hn= 0,5(90+31)+10+18=88,5

4. Lùc t¸c dông lªn trôc tõ c¸c gèi ®ì - BiÓu ®å m«men
a.Trôc 1
* Lùc t¸c dông lªn trôc tõ c¸c gèi ®ì

l11

l12
l13

l13

Fdx

Fr1

Fd
Fx11

Fx10
Fy10

Fy11

Ft1

Fdy

 Fx10 + Ft1 + Fx11 − Fd x = 0
ΣFx = 0
=> − F l − F l + F .(l + l ) = 0
 t1 13
x11 11
dx
11
12
ΣM x = 0

*

− Ft 1l13 + Fdx (l11 + l12 )

 Fx 11 = −922( N )
 Fx 11 =
l11
=> 
=> 
 Fx 10 = −2897( N )
F = − F + F − F
t1
dx
x11
 x 10
ΣFy = 0
 Fy10 + Fy11 − Fr1 + Fdy = 0
=> 

ΣM y = 0
 Fr 1l13 − Fdy .(l11 + l12 ) − Fy11 .l11 = 0

*

Fr 1l13 − Fdy .(l11 + l12 )


 Fy 11 =
 Fy11 = −353,3( N )
l11
=> 
=> 

F = F − F − F
 Fy10 = 1302,5( N )
r1
y11
dy
 y 10

* Momen trªn trôc y
Fy10.l13 = 1302,5 . 57 = 74242,5 (Nmm)
Fy10.l11- Fr1.l13 = 1302,5.114 - 1726.57 = 50103 (Nmm)
SV:Lê Văn Hiệp

- 20 -

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

* Momen trªn trôc x:
Fx10.l13 = 2897.57 = 165129 (Nmm)
Fx10.l11- Ft1. l13 = 2897.114 - 4744.57 = 59850(Nmm)

SV:Lê Văn Hiệp

- 21 -

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

* BiÓu ®å momen trôc 1

SV:Lê Văn Hiệp

- 22 -

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐH Công Nghiệp Hà Nội

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 185

l
l

13

11

l

= 114

12

= 64,5

l = 57
13

= 57

Fy11

Fx11

Fx10

Fdx

Fr1

Fd

Fdx =925,8N Fy10
Fdy =776,8N
Ft1 =4744N
Fr1 =1726N

Ft1

Fdy

74242,5Nmm
50103Nmm

59850Nmm

Ø30

Ø35

Ø30

Ø28

199283,16Nmm

165129Nmm

* TÝnh chÝnh x¸c ®êng kÝnh trôc 1.
SV:Lê Văn Hiệp

- 23 -

GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


H Cụng Nghip H Ni

n Chi Tit Mỏy 185

- Momen uốn tổng tại vị trí lắp bánh răng 1:
Theo công thức (10.15) & (10.16)

( 74242,5

M u12 = M x212 + M y212 =

)

+ 165129 2 = 181051,2( Nmm)

2

M td 12 = M u212 + 0,75.T12 = 181051,2 2 + 0,75.199283,16 2 = 250129,7( Nmm)

Đờng kính trục1 tại tiết diện lắp bánh răng
theo công thức(10.18)

d1 = 3

M tdi
250129.7
=3
= 35,48( mm)
0,1.[ ]
0,1.56

Trên trục I có T1 = 199283,16 (Nmm), do có bánh răng liền trục lên chọn
vật liệu trục giống vật liệu bánh răng là thép 45 tôi cải thiện đạt độ bền b=
850MPa.Vậy theo bảng 10.5 (TR.195,TTTKHTDĐCK-T1) => ứng suất cho
phép của trục là [] = 56 Mpa
Chọn đờng kính tại tiết diện nguy hiểm d1 = 35(mm)
- Momen tơng đơng và đờng kính trục tại bánh đai
M u13 = M x213 + M y213 = 0( Nmm)

M td 13 = M u213 + 0,75T 2 = 0,75.199283,16 2 = 172584,3( Nmm)

- Đờng kính tại vị trí lắp bánh đai:
d13 = 3

M td 13
172584,3
=3
= 31,35(mm)
0,1.[ ]
0,1.56

Chọn đờng kính dk theo tiờu chun = 28 (mm)

- Momen tơng đơng và đờng kính trục tại vị trí lắp ổ lăn
My = 50103 (Nmm) ; Mx= 59713,2 (Nmm); T = 199283,16 (Nmm)
M u11 = M x211 + M y211 =

=>

(59850

2

)

+ 50103 2 = 78053,4( Nmm)

M td 11 = M ut2 11 + 0,75T 2 = 78053,4 2 + 0,75.199283,16 2 = 189414( Nmm)

- Đờng kính tại vị trí lắp ổ lăn:
d ol = 3

M tdi
189414
=3
= 32,3(mm)
0,1.[ ]
0,1.56

Chọn đờng kính d10= d11 = 30 (mm)
* Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Trục làm bằng thép 45 có giới hạn bền kéo b= 600Mpa.
giới hạn bền uốn -1=0,436.b = 0,436. 600 = 261,6 (MPa)

giới hạn mỏi xoắn -1=0,58.-1 = 0,58. 261,6 = 151,73 (MPa)
Kết cấu trục đợc tiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện
nguy hiểm thoả mãn điều kiện (10.19):

SV:Lờ Vn Hip

- 24 -

GVHD:Nguyn Tun Linh


H Cụng Nghip H Ni

si =

n Chi Tit Mỏy 185

s i .s i
s

2
i

+s

2
i

[s ]

Trong đó:
[s] : Hệ số an toàn cho phép [s]=(1,5ữ2,5)
si, si : Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết
diện i.
+) Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện i đợc xác định
theo công thức (10.20) & (10.21):

s i =

1
K di . ai + . mi

s i =

1
K di . ai + . mi

Trong đó:
- ai,mi : Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện i.
- ai,mi : Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện i.

min i

+ min i
mi = max i
ai = max i
2
2
Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:
mi= 0 ; ai= maxi= Mi/Wi.

Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:
mi = ai = maxi/2 = Ti/Woi
+ Mi,Ti : Là momen uốn tổng và momen xoắn tại tiết diện i.
+ Wi,Woi : Là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện i của
trục, đợc xác định theo bảng 10.6 (TR.196,TTTKHTDĐCK-T1)
- , : Hệ số kể đến ảnh hởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền
mỏi. Theo bảng 10.7 (TR.197,TTTKHTDĐCK-T1) với b=600MPa
=> = 0,05, =0
- Kdi , Kdi : Là các hệ số đợc xác định theo các công thức (10.25) &
(10.26).
Kdi =( K/+Kx -1)Ky
Kdi =( K/+Kx -1)Ky
+ Kx : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Theo bảng 10.8
ứng với phơng pháp tiện đạt Ra(2,5 .. 0,63) và b= 600Mpa => Kx=1,06.
+ Ky : Hệ số tăng bền bề mặt. Không dùng các biện pháp tăng bền =>
Ky=1
SV:Lờ Vn Hip

- 25 -

GVHD:Nguyn Tun Linh