Đồ án Chi tiết máy Công trình được hoàn thành tại trường Đại học Công nghiệp Thực phẩm TP.HCM

GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

Cán bộ hướng dẫn 1 :……………………………………………………………………….
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )

Cán bộ hướng dẫn 2 :……………………………………………………………………….
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )

Cán bộ hướng dẫn 3 :……………………………………………………………………….
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )

Cán bộ chấm nhận xét 1 :…………………………………………………………………...
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )

Cán bộ chấm nhận xét 2 :…………………………………………………………………...
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )

Cán bộ chấm nhận xét 3 :…………………………………………………………………...
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )

Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại :
HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP TRƯỜNG ĐẠI HỌC
CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP. HỒ CHÍ MINH
Ngày . . . . . tháng . . . . năm . . . . .

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 1


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy
LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi
và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với
các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không
thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học
trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có
cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta
hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ
bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể
bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, Inventor điều rất cần
thiết với một kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Phan Hoàng Phụng, các thầy cô các và các bạn
trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp ,do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong
nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Minh Hùng

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 2


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………..
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 3


GVHD: Phan Hoàng Phụng

MỤC LỤC

Đồ Án Chi Tiết Máy

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN..................................................................................... 5
1.1.Chọn động cơ : ................................................................................................. 5
1.2.Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống : ...................................................8

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ... 12
2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai : .................................................................. 12
2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn : ................................................17
2.3. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng : ...........................34

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC ............................................... 48
3.1. Chọn vật liệu : ...............................................................................................48

3.2. Tính thiết kế trục I :.......................................................................................49
3.3. Tính thiết kế trục II : .....................................................................................61
3.4. Tính thiết kế trục III : ....................................................................................73

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ THEN ........................ 83
4.1. Tính toán ổ lăn cho trục I. .............................................................................83
4.2. Tính toán ổ lăn cho trục II.............................................................................87
4.3. Tính toán ổ lăn cho trục III. ..........................................................................91
4.4. Tính toán then : .............................................................................................95
4.5. Lắp ghép và dung sai : ..................................................................................97

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI
TIẾT KHÁC ............................................................................. 100
5.1. Các kích thước cơ bản của bộ hộp giảm tốc ...............................................100
5.2. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp :................................................................106
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 4


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN
1.1.

Chọn động cơ
Số liệu thiết kế

 Công suất trên trục công tác P = 23,5 kW
 Số vòng quay trên trục công tác n = 123 (vg/ph)
 Thời gian phục vụ L = 16000 giờ
 Chế độ làm việc 3 ca

Hình 1.1. Hệ dẫn động hộp giảm tốc

Hình 1.2.Sơ đồ tải trọng

Chú thích
1. Bộ truyền đai.

4. Trục II.

2. Động cơ.

5. Trục III.

3. Trục I.

6. Khớp nối.

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 5


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

1.1.1. Công suất trên trục động cơ
Công suất trên động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19 [1]:
=

Trong đó:

ɳ

+
là công suất cần thiết trên trục động cơ.
+ là công suất tính toán trên trục máy công tác.
+ ɳ là hiệu suất truyền động.

Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên:

Theo như sơ đồ phân bố tải trong ta có (công thức 2.12 trang 20 [1]):
=
=

.

=

( ) . /

(

.

+

= 23,5.

.

+

. )/(

+

+

)

(1.0,1 + 0,8 . 0,4 + 0,6 . 0,5).
= 17,2
(0,1 + 0,4 + 0,5).

1.1.2. Hiệu suất chung
Dựa vào công thức 2.9 trang 19 [1], ta có:

ɳ = ɳđ . ɳ

Với (bảng 2.3 trang 19 [1]):

.ɳ

.ɳ .ɳ

+ ɳđ = 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai.
+ɳ
+ɳ

= 0,95 Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn.

= 0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.

+ ɳ = 0,99

Hiệu suất của một cặp ổ lăn.

+ ɳ ≈ 0,99 Hiệu suất khớp nối.

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 6


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

 ɳ = 0,95.0,95.0,96.0,99 . 0,99 = 0,83
=

17,2
= 20,7
0,83

Chọn tỉ số truyền sơ bộ (công thức 2.15,bảng 2.4 trang 21 [1]):
ut= uđ.uh =3.10 = 30
Trong đó: + uh: tỉ số truyền hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp.
+ uđ: tỉ số truyền bộ truyền đai thang.
1.1.3. Số vòng quay của động cơ
nsb =nlv.ut =123.30 =3690 (vòng /phút)
Trong đó: + nsb: số vòng quay sơ bộ.
+ nlv: số vòng quay trên trục công tác.
+ ut: tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động.
Động cơ được chọn phải thõa mãn (công thức 2.19 trang 22 [1]):

Pđc  Pct 

n đb  n sb 
Đồng thời có moment mở máy thỏa mãn điều kiện (công thức 2.19 trang 22 [1]):
≤

↔ 1 < 2,2.

1.1.4. Chọn được động cơ (bảng P1.3 trang 236 [1])
4A180M2Y3.
Ta có Pđc = 30Kw, nđc = 2943 (vòng /phút), nđb = 3000 (vòng /phút).

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 7


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

1.2. Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống
Theo công thức 3.23 trang 48, ta có công thức:
=

=

2943
= 23,9
123

Với : + nđc: Số vòng quay của động cơ đã chọn.
+ nđc: Số vòng quay của trục công tác.
1.2.1. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền
Theo công thức 3.24 trang 49:
=

Với : + uh: Tỉ số truyền trong HGT.

.

+ ung: Tỉ số truyền ngoài HGT.
Theo tiêu chuẩn trang 49, ta có:
ung = uđai = 3,15
=

.

=

=

23,9
= 7,
3,15

Với: + u1: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn.
+ u2: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ.
Ta phân phối tỉ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

k 

2,25. bd 2 .K 02 
1  K be .K be .K 01 

Chọn Kbe =0,3;  bd 2  1,2; K 01   K 01  và ck =de22/de21 =1,1

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 8


GVHD: Phan Hoàng Phụng
 k 

Đồ Án Chi Tiết Máy

2,25.1,1

 11.786
1  0.3.0,3

 k .ck  11.786 .1,13  15,687
3

Theo hình 3.21 trang 45:
Với: uh = 7,6 và
Suy ra:

.

= 15,687 => chọn u1 = 2,5
=

=

7,6
= 3,04
2,5

1.2.3. Tính số vòng quay của các trục
Gọi nI, nII,nIII lần lượt là số vòng quay của các trục I, II, III.
Số vòng quay của trục động cơ:
nđc = 2940 vg/ph
Số vòng quay của trục I:
=

=

2943
= 934,3
3,15

/ ℎ

=

=

934,3
= 373,7
2,5

/ ℎ

373,7
= 123
3,04

/ ℎ

Số vòng quay của trục II:

Số vòng quay của trục III:
=

=

1.2.4. Tính toán công suất trên các trục

Gọi PI, PII, PIII lần lượt là công suất trên các trục I, II, III.
Ta có công suất làm việc:
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 9


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

Plv = 23,5 kW

Công suất trên trục III:
=

ɳ

=

23,5
= 23,7
0,99

=

23,7
= 25,2
0,99.0,95

=

25,2
= 26,5
0,99.0,96

Công suất trên trục II:
=

ɳ .ɳ

Công suất trên trục I:

=

ɳ .ɳ

Công suất thực tế của động cơ:
=

ɳđ .ɳ

=

,

,

. ,

= 28,2

1.2.5. Tính mômen xoắn của các trục
Gọi Tdc, TI, TII, TIII lần lượt là mômen xoắn trên các trục động cơ, I, II, III.
Mômen xoắn trên trục động cơ:
9,55.10 .
9,55.10 . 28,2
=
=
= 91508,7
2943
Mômen xoắn trên trục I:
9,55.10 .
9,55.10 . 26,5
=
=
= 270871,2
934,3
Mômen xoắn trên trục II:

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 10


GVHD: Phan Hoàng Phụng
=

9,55.10 .

=

Đồ Án Chi Tiết Máy

9,55.10 . 25,2
= 643992,5
373,7

Mômen xoắn trên trục III:
9,55.10 .
9,55.10 . 23,7
=
=
= 1840122
123

1.2.6. Lập bảng kết qủa

Bảng 1.1. Thông số của hộp giảm tốc
Trục
Thông số
Tỉ số truyền
Công suất (kW)
Số vòng quay (vg/ph)
Mô men xoắn (Nmm)

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Động cơ

Trục I
3,15

28,2
2943
915087

Trục II
2,5

26,5
934,3
270871,2

Trục III
3,04

25,2

23,7

373,7

123

643992,5

1840122

Page 11

GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai
2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai
Ta có các thông số:
+ P = 30 kW.
+ n = 2943 vòng/phút.
+ u = 3,15.

Hình 2.1. Chọn tiết diện đai hình thang
Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ. Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại
Ƃ với:
+ bt = 14 mm
+ b = 17 mm
+ h = 10,5 mm
+ y0 = 4 mm
+ A = 138mm2
+ d1= 140÷280mm
2.1.2.Xác định các thông số của bộ truyền
Đường kính bánh đai nhỏ
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 12

GVHD: Phan Hoàng Phụng

Theo bảng 4.21 trang 63 [1] , ta chọn d1=180 mm.

Đồ Án Chi Tiết Máy

Vận tốc đai nhỏ
=

. .
. 180.2943
=
= 27,7
60000
60000

/

Vì v1 = 27,7 m/s > 25 m/s nên ta thay đai thang thường thành đai thang hẹp.
Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ. Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại
YƂ với:
+ bt = 14 mm
+ b = 17 mm
+ h = 13 mm
+ y0 = 3,5 mm
+ A = 158mm2
+ d1= 140÷200mm
Đường kính bánh đai lớn
Giả sử ta chọn hệ số trược đai:  = 0,01
Theo công thức 4.2 trang 53 [1], ta có:

d2 = u.d1(1-  ) = 3,15.180.0,99 = 561,3mm
Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 trang 63 [1] ta chọn: d2 = 560 mm
Tỉ số truyền thực tế: u ' 

d2
560

 3,14
d1 (1   ) 180(1  0, 01)

Sai lệch với giá trị ban đầu:
∆ =(

− )/ = ((3,14 − 3,15)/3,15. )100% = 0,3%.<4%

Khoảng cách trục sơ bộ

Theo công thức 4.14 trang 60 [1], ta có:
0,55(d1  d 2 )  h  a  2(d1  d 2 )
 0,55(180  560)  13  a  2(180  560)
 420  a  1480

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 13


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

Khi u = 3,15 Theo bảng 4.14 trang 60 [1], ta có thể chọn sơ bộ a = 560.
Chiều dài tính toán của đai
Theo công thức 4.4 trang 53 [1], ta có:
 ( d1  d 2 ) ( d 2  d1 )

2
4.a
 (180  560) (560  180)
 2.560 

2
4.560
 2282mm
L  2a 

Theo bảng 4.13 trang 59 [1] , ta chọn đai có chiều dài L= 2240 mm= 2,24 m.
Theo công thức 4.15 trang 60 [1], ta có:
i

v 27, 7

 12, 4 s  10 s  imax
L 2, 24

Tính chính xác khoảng cách trục
Theo công thức 4.6 trang 53 [1], ta có :
a

k  k 2  8 2

4

Trong đó:

k  L 


Do đó:

a

( d1  d 2 )
180  560
 2240  
 1078, 2mm
2
2

d 2  d1 560  180

 190mm
2
2

1078, 2  1078, 22  8(190)2
 402, 6mm
4

Ta thấy giá trị a không thỏa mãn trong khoảng cho phép

( 420  a  1480 ).

Vậy ta phải tăng chiều dài đai: L = 2500mm
Ta tính lại a theo công thức 4.6 trang 53 [1], khi đó ta được a = 641,05 mm
Theo bảng 4.13 trang 59 [1], ta lấy a = 630mm.
Góc ôm bánh đai nhỏ
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 14


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

Theo công thức 4.7 trang 54 [1], ta có:
1  1800  57

d 2  d1
560  180
 1800  57
 1450
a
630

Xác định số dây đai
Theo công thức 4.16 trang 60 [1], ta có:
z

P.K d

[P0 ].C .Cl .Cu .C z

Trong đó:

+ Công suất trên bánh chủ động: P = 28,2kW
+ [Po]: công suất cho phép, tra bảng 4.20 trang 62 [1]:
ta chọn: [P0] = 11,03.
+ Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm: Tra bảng 4.15 trang 61[1], ta lấy: Cα = 0,89
+ Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền:Tra bảng 4.17 trang 61[1], ta
lấy: Cu=1,14.
+ Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:Tra bảng 4.16 trang 61[1], ta
lấy: Cl = 1,04.
+ Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ: Cz = 1
+ Hệ số tải động Kđ, tra bảng trang 55[1], ta chọn Kđ = 1,7
Do đó:

Vậy ta chọn: z = 4.

≥

[P0].

. Kđ
. .

.

=

28,2.1,7

= 4,1
11,03.0,89.1,04.1,14.1

Chiều rộng bánh đai B :
Tra bảng 4.21 trang 63 [1], ta có:
t = 19;

e = 12,5;

ho = 4;

Theo công thức 4.17 trang 63 [1], ta có:
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 15


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

B = (z -1) t + 2e = (4 -1)19 + 2.12,5 = 82 mm

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ
da1 = d + 2h0 = 180 + 2.4 = 188mm
Đường kính ngoài của bánh đai lớn
da2 = d + 2h0 = 560 + 2.4 = 568mm
2.1.3. Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng đai ban đầu:
Theo công thức 4.19 trang 63 [1], ta có:

F0 

780.P.K d
 v.C .z   Fv

Tính lực li tâm
Theo công thức 4.20 trang 63 [1],ta có:

Fv  q m .v 2
Trong đó:
+ qm: khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 trang 63 [1],
ta có qm = 0,196.
+ v = 27,7 m/s.

Fv  0,196.(27, 7 ) 2  150, 4 N

Suy ra:
Vậy:

Lực tác dụng lên trục:

=

780.28,2.1,7
= 150,2
(27,7.0,89.4) + 150,4

Theo công thức 4.21 trang 63 [1], ta có:
= 2.
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

. . sin

= 2.150,2.4 sin

= 1146 N

Page 16


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

2.1.4. Thông số của bộ truyền đai
Bảng 2.1. Thông số của bộ truyền đai
STT
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12

Thông số
Bánh đai nhỏ
Bánh đai lớn
Vận tốc
Khoảng cách trục
Chiều dài đai
Góc ôm
Số dây đai
Chiều rộng bánh đai
Đường kính ngoài
của bánh đai
Lực căng đai ban đầu
Lực li tâm
Lực tác dụng lên trục

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Giá trị
d1 = 180 mm
d2 = 560 mm
v = 27,7m/s < 40m/s
a = 630 mm
L = 2500mm
α1 = 1450
z =4
B = 82mm
da1 = 188mm
da2 = 568mm
F0=150,2N
Fv = 150,4N

Fr = 1146N

Page 17


GVHD: Phan Hoàng Phụng

2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn

Đồ Án Chi Tiết Máy

Các thông số của bộ truyền:
+ PI = 26,5 kW
+ nI = 934,3 vòng/phút
+ TI = 270871,2 Nmm
+ u1 = 2,5
2.2.1. Chọn vật liệu
Tra bảng 6.1 [1] trang 92, ta có:
2.1.1.1. Bánh răng nhỏ
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Độ cứng HB = (241…285)
+ Giới hạn bền σb1 = 850MPa
+ Giới hạn chảy σch1 = 580MPa
Chọn độ cứng bánh răng nhỏ HB1 = 280.
2.1.1.2. Bánh răng lớn
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Độ cứng HB = (192…240)
+ Giới hạn bền σb2 = 750MPa
+ Giới hạn chảy σch2 = 450MPa
Chọn độ cứng bánh răng lớn HB2 = 240.

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 18


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

2.2.2. Xác định ứng suất cho phép
2.2.2.1. Ứng suất tiếp xúc

Theo công thức 6.1[1] trang 91, ta có:

 H  

 H0 lim .Z R .Z v .K xH .K HL
SH

Trong đó:
+ ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm
+ Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
+ SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc.
0
+  H lim : Ứng suất tiếp xúc ứng với chu kỳ cơ sở.

+ KHL: Hệ số tuổi thọ.
Tính  H0 lim :

Theo bảng 6.2[1] trang 94, ta chọn :
 H0 lim  2 HB  70
S H  1,1
 H0 lim1  2 HB1  70  2.280  70  630 MPa

Ta có:

 H0 lim 2  2 HB2  70  2.240  70  550MPa

Tính KHL:
Theo công thức 6.3[1] trang 93, ta có:
K HL  mH

N HO
N HE

Trong đó:
+ mH = 6: Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (vì HB < 350)
+ NHO (chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
+ NHE( chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 19


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

Tính NHO:

Theo công thức 6.5[1] trang 93, ta có:
2,4
N HO  30 H HB
2,4
 N HO1  30 H HB
 30.2802,4  22402708, 6
1
2,4
 N HO2  30 H HB
 30.2402,4  15474913, 67
2

( HHB: độ rắn Brinen )
Tính NHE:
Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có:
= 60. .
→

→

= 60.1.

. 0,1 +

0,8

.
. 0,4 +

.

0,6

. 0,5 . 934,3.16000

= 60.1. (1 . 0,1 + 0,8 . 0,4 + 0,6 . 0,5). 934,3.16000

= 60.1.

= 370251878,4 ℎ

. 0,1 +

0,8

. 0,4 +

ỳ

0,6

. 0,5 . 373,7.16000

= 60.1. (1 . 0,1 + 0,8 . 0,4 + 0,6 . 0,5). 373,7.16000
= 148092825,6 ℎ

Ta thấy: NHE1 > NHO1 và NHE2 > NHO2

ỳ

Ta thấy: NHE = NHO, do đó KHL = 1.
Thiết kế sơ bộ lấy: ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92.
Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng:

 H 1  

 H0 lim1 630

 572, 7 MPa
SH
1,1

 H 2  

 H0 lim 2 550

 500 MPa
SH
1,1

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 20


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH] = 500MPa.
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải
Theo công thức 6.13[1] trang 94, ta có:

 H max   2,8 ch
  H 1max   2,8 ch  2,8.580  1624MPa
  H 2 max   2,8 ch  2,8.450  1260MPa
2.2.2.2. Ứng suất uốn
Theo công thức 6.2 [1] trang 91, ta có:

 F  

 F0 lim .YR .Ys .K xF .K FC .K FL
SF

Trong đó:
+ YR: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
+ Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền.
+ SF: Hệ số an toàn khi uốn.
+ KFC = 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều ).
0
+  F lim : Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở.

+ KFL: Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền.
0
Tính  F lim :

Theo bảng 6.2 trang 94 – Tài liệu 1,ta chọn:
 F0 lim  1,8 HB

S F  1, 75

Ta có:

SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 21


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

 F0 lim 2  1,8.HB1  1,8.280  504MPa

 F0 lim 2  1,8.HB2  1,8.240  432MPa

Tính KFL:
Theo công thức 6.4[1] trang 93, ta có:
K FL  mF

N FO
N FE

Trong đó:
+ mF = 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn( vì HB <350 ).
+ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn , đối với tất cả
các loại thép N FO  4.10 6 .
+ NFE (chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Tính NFE:

Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có:
= 60. .
→

→

= 60.1.

. 0,1 +

0,8

.

. 0,4 +

0,6

.
. 0,5 . 934,3.16000

= 60.1. (1 . 0,1 + 0,8 . 0,4 + 0,6 . 0,5). 934,3.16000

= 60.1.

= 204666053,8 ℎ

. 0,1 +

0,8

. 0,4 +

ỳ

0,6

. 0,5 . 373,7.16000

= 60.1. (1 . 0,1 + 0,8 . 0,4 + 0,6 . 0,5). 373,7.16000 = 81862040,4 ℎ

Ta thấy:

>

ỳ

Ta lấy: NFE  NFO ,do đó KFL = 1.
Thiết kế sơ bộ YR.Ys.KxF = 1[1] trang 92.
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 22


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng:

Đồ Án Chi Tiết Máy

 F0 lim1 504

 288MPa
 F 1  
SF
1, 75

 F 2  

 F0 lim 2 432

 247 MPa
SF
1, 75

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
Theo công thức 6.14[1] trang 96, ta có:

 Fmax   0,8 ch
  F 1max   0,8 ch  0,8.580  464MPa
  F 2 max   0,8 ch  0,8.450  360MPa
2.2.3. Xác định các thông số của bộ truyền
2.2.3.1. Chiều dài côn ngoài
Theo công thức 6.52a [1] trang 112, ta có:
Re  K R u12  1. 3

TI .K H 
1  K be  K be .u1. H 2 



Trong đó:
+ KR: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
KR = 0,5Kd = 0,5.100MPa1/3=50MPa1/3
Với răng côn thẳng bằng thép Kd =100MPa1/3
+ KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều vành răng.
+ Kbe = (0,25…0,3): Hệ số chiều rộng vành răng. chọn Kbe=0,3
vì tỉ số truyền u1 = 2,5 < 3. Theo bảng 6.21[1] trang 113, ta có:
K be .u1 0,3.2,5

 0, 44
2  K be 2  0,3

Do đó ta chọn KHβ = 1,13.
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 23


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

+ u1 = 2,5: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn.

+ TI = 270871,2 Nmm: Mômen xoắn trên bánh chủ động.
+ [σH] = 500MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép.
Vậy:
= 50. 2,5 + 1.

270871,2.1,13
= 205
(1 − 0,3). 0,3.2,5. 500

2.2.3.2. Đường kính chia ngoài của bánh chủ động
Theo công thức 6.52b[1] trang 112, ta có:
=

.

(1 −

.
).

.

.[

]

= 100.

2.2.3.3. Xác định các thông số ăn khớp

270871,2.1,13
=
(1 − 0,3). 0,3.2,5. 500

2.2.3.3.1. Số răng bánh nhỏ

Ta có: de1 =133mm
Theo bảng 6.22[1] trang 114, ta được :
z1 = 1,6.z1p = 1,6.20 = 32
Vậy z1 = 32 răng.
2.2.3.3.2. Đường kính trung bình và môđun trung bình
Đường kính trung bình
Theo công thức 6.54[1] trang 114, ta có:
dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1
= (1 - 0,5.0,3).133 = 113 mm
Vậy lấy : dm1 = 113 mm
Mô đun trung bình
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 24


GVHD: Phan Hoàng Phụng

Đồ Án Chi Tiết Máy

Theo công thức 6.55[1] trang 114, ta có:
=

Xác định mô đun

=

113
= 3,5
32

Theo công thức 6.56[1] trang 115, ta có:
=

=

1 − 0,5.

3,5
= 4,1
1 − 0,5.0,3

Theo bảng 6.8[1] trang 99, ta chọn mte = 4
Tính lại mtm , de1:

mtm = mte(1 – 0,5Kbe) = 4.(1 –0,5.0,3) = 3,4 mm
de1 = mte.z1 = 4.32= 128mm
Lấy de1 = 128 mm
2.2.3.3.3. Xác định số răng bánh lớn z2 và tính góc chia côn
Số răng bánh lớn
z2 = u1.z1 = 2,5.32 = 80 răng
Tính de2:
de2 = mte.z2 = 4.80= 320mm
Tỉ số truyền thực tế:
=

Tính góc côn chia
= tan

=

80
= 2,5
32

= tan

32
= 21 45′
80

= 90 − 21 45 = 68 55′

2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.58[1] trang 115, ta có:
SVTH: Nguyễn Minh Hùng

Page 25