Đồ án chi tiết máy Thiết kế hộp giảm tốc (Phương án số 39)

LỜI NÓI ĐẦU
Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào
tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và
phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các cụm chi tiết nằm trong các thiết
bị máy móc phục vụ cho công nghiệp, nông nghiệp và giao thông vận tải...
Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết vào
thực tiễn. Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được dựa trên cơ sở những kiến
thức về toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu,
v.v..., được chứng minh và hoàn thiện qua quá trình thí nghiệm và thực tiễn sản
xuất. Đồ án môn học chi tiết máy là một đồ án có tầm rất quan trọng đối với
một sinh viên khoa cơ khí, nó giúp cho sinh viên hiểu sâu những kiến thức cơ
bản về cấu tạo, đặc điểm, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế
các chi tiết máy có công dụng chung, bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải
quyết những vấn đề nảy sinh khi tính toán và thiết kế chi tiết máy, từ đó làm cơ
sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động phổ biến trong ngành cơ khí và
có vài trò rất quan trọng trong ngành cơ khí, vì vậy thiết kế hộp giảm tốc không
chỉ giúp sinh viên nắm chắc kiến thức của các môn đã được học mà còn giúp
sinh viên quen dần với thực tiễn sản xuất, với thực tiễn làm việc đặc thù của
ngành cơ khí. Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi
tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo
tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên
không thể tránh được những thiếu sót. Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn
và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến
bộ.
Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy (Cô) bộ môn, đặc biệt
là Thầy Trần Văn Hiếu đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình giúp
sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Hà Nội ngày 2 tháng 10 năm 2015
Sinh viên thực hiện

Mai Văn Tú

Page 4


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1. Chọn loại động cơ.
1.1. Chọn kiểu động cơ điện:
Chọn loại động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc. Loại
này dùng phổ biến trong các ngành công nghiệp, với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn
động băng tải, xích tải, vít tải,... dùng với các hộp giảm tốc).
1.2. Chọn công suất động cơ:
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo
cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn giá trị cho phép. Để đảm
bảo điều kiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau:
dc
Pdm
 Pdtdc (kW)
dc
trong đó: Pdm
: công suất định mức của động cơ

Pdtdc : công suất đẳng trị trên trục động cơ
2

ta có:

P P
dc
dt

dc
lv

 Pict  t i
  Pct  . t
 lv  ck

với: Plvct : giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

Plvdc : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

Plvdc  Plvct / 
Pict : công suất phụ tải ở chế độ thứ i trên trục công tác

t i , t ck : thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kì
Plvct  Ft .v /103  4600.1,4 /103  6,44 (kW)
v : vận tốc của băng tải, v  1, 4 (m / s)
Ft : lực tác dụng lên trục công tác Ft  4600(N)
  : hiệu suất chung của toàn bộ hệ thống
  1 .2 .3 .4 .....
trong đó:

1 , 2 , 3 , 4 ,..... : là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ
trong hệ thống dẫn động.
Theo sơ đồ đề bài thì :   2br .3ol .d .k

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 5


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

br : hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ: br =0,98
ol : hiệu suất một cặp ổ lăn: ol =0,995
d : hiệu suất của bộ truyền đai: d =0,96
k : hiệu suất của khớp nối: k =0,99
   0,98 .0,995 .0,96.0,99  0,899
2

3

 Plvdc  6, 44 / 0,899  7,2 (kW)

 Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β :
2

2

2

2

T  t
T  t
T  t
T  t
   i  . i   1  . 1   2  . 2   3  . 3
 T1  t ck
 T1  t ck  T1  t ck  T1  t ck
15
20
2 45
  0,9  .  (0,7) 2 .
 0,765625
80
80
80
 Pdtdc  7, 2.  7, 2.0,765625  5,5125 (kW)
 12.

1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
 Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay)
được xác định theo công thức:

n db 

60f
p

Trong đó: f – tần số dòng điện xoay chiều (Hz) (f=50Hz);
p – số đôi cực từ; p=1;2;3;4;5;6.
 Số vòng quay của trục công tác:

60.103.v 60.103.1, 4
n ct 

 89,13 (v / ph)
.D
3,14.300
Với: D: đường kính tang dẫn của băng tải: D=300(mm)
 Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : ut

u t  u h .u d
trong đó: ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai

uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc .
Theo bảng 1.2 ta có
+, Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp

uh=(8…40)

ud=(3…5)
uh= 10; ud =3;  u t  u h .u d .u k  10.3  30

+, Truyển động đai

 chọn

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 6

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

 Số vòng quay trên trục động cơ nsb
n sb  n ct .u t  89,13.30  2673,9 (v / ph)
1.4. Chọn động cơ thực tế
Tra bảng P1.3[1]
Ta chọn động cơ: 4A112M2Y3
có: Pdc  7,5 (kW) ; n dc  2922

Tmax
 2, 2;
Tdn

(v / ph)

Tk
2
Tdn

1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
Kiểm ta điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ vừa chọn:

Pdc  7,5  Pdtdc  5,5125
n dc  2922  n sb  2673,9
Tmm Tk


T
Tdn
 thỏa mãn điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ.
2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống:

u 

n dc 2922

 32,78
n ct 89,13

2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
 Ký hiệu: uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc

ung là tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc
 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài:

u ng  u d
Ta chọn u d  2, 4;

 u ng  2, 4

2.2. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc

u   u h .u ng

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 7


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
 uh 

Phương án số 39

u  32,78

 13,66
u ng
2, 4

u1  4,71
u h  13,66  
u 2  2,9
với u1: tỷ số truyền cấp nhanh
u2: tỷ số truyền cấp chậm

3. Tính toán các thông số trên trục
3.1. Tính công suất trên các trục
 Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

Plvct
Pdc  P 
 7, 2 (kW)

dc

lv

 Công suất danh nghĩa trên trục I:

PI  Plcdc .k .ol  7, 2.0,99.0,995  7,1 (kW)
 Công suất danh nghĩa trên trục II:

PII  PI .br .ol  7,1.0,98.0,995  6,92 (kW)
 Công suất danh nghĩa trên trục III:

PIII  PII .br .ol  6,92.0,98.0,995  6,75 (kW)
3.2. Tính số vòng quay của các trục
 Số vòng quay của trục I:

nI 

n dc
2922

 2922 (v/ph)
u dcI
1

 Số vòng quay của trục II:

n II 

nI
2922


 620,38 (v/ph)
u III 4,71

 Số vòng quay của trục III:

n III 

n II
620,38

 213,93 (v/ph)
u IIIII
2,9

 Số vòng quay của trục công tác:

n ct 

n III
213,93

 89,1375 (v/ph)
u IIIct
2, 4

3.3. Tính momen xoắn trên các trục
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 8

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

Momen xoắn trên các trục được tính theo công thức:

9,55.106.Pk
Tk 
nk
 Momen xoắn trên trục động cơ:

9,55.106.Pdc 9,55.106.7, 2
Tdc 

 23531,83
n dc
2922
 Momen xoắn trên trục I:

9,55.106.7,1
TI 
 23180,02 (Nmm)
2922
 Momen xoắn trên trục II:

9,55.106.6,92
TII 
 106525,033 (Nmm)

620,38
 Momen xoắn trên trục III:

9,55.106.6,75
TIII 
 301325,1998 (Nmm)
213,93
 Momen xoắn trên trục công tác:

9,55.106.6, 44
Tct 
 689967,7465 (Nmm)
89,1375
3.4. Bảng kết quả tính toán
Trục
Thông số
Công suất
(kW)
Tỷ số truyền
(-)

Đ/cơ

I

II

III

Công tác

7,2

7,1

6,92

6,75

6,44

1

4,71

2,9

2,4

Số vòng quay
89,1375
2922
2922
620,38
213,93
(v/ph)
Momen
23531,83 23180,02 106525,033 301325,1998 689967,7465
(Nmm)

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 9


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
1. Thiết kế bộ truyền đai
1.1. Chọn loại đai
Chọn tiết diện đai hình thang thường
Ta có: PIII = 6,75 (kW) – công suất trên trục bánh đai chủ động
n3 = 213,93(v/ph) số vòng quay trên trục bánh đai chủ động
u = 2,4 – tỷ số truyền của bộ truyền đai
  0,02 - hệ số trượt của bộ truyền đai
Từ bảng 4.13[1] các thông số của đai hình thang ta chọn loại đai B với các
thông số:
Đường
Chiều dài
Kích thước tiết diện (mm) Diện tích
Kí
kính bánh
giới hạn l
tiết diện A
hiệu
đai
nhỏ

d
1
(mm)
bt
b
h
yo
(mm2)
(mm)
B

19

22

13,5

4,8

230

200-400

1800-10600

1.2. Các kích thước và thông số của bộ truyền đai
 Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1=250 (mm)
 vận tốc của đai:

.d1.n 3 .250.213,93


 2,8 (m/s)
60000
60000
mà v  2,8  vmax  25 (m/s)
v

(thỏa mãn điều kiện)

 d 2  d1.u.(1  )  250.2, 4.(1  0,02)  588 (mm)
vì đường kính bánh đai được tiêu chuẩn hóa nên theo bảng 4.21 [1]
ta chọn d2=600 (mm)
 tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai:

d2
600

 2, 45
d1.(1  ) 250.(1  0,02)
2, 45  2, 4
100  2,083%
 sai lệch tỷ số truyền: u 
2, 4
ud 

(nằm trong phạm vi cho phép về sai lệch tỷ số truyền).

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 10


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

 Khoảng cách trục (a):
Chọn a/d2=1,2 suy ra a = 1,2.d2 = 1,2.600=720 (mm)
Ta có: 0,55.(d1  d 2 )  h  a  2.(d1  d 2 )

 0,55.(250  600)  13,5  720  2.(250  600)
 467,5  720  1700
(thỏa mãn điều kiện chọn a)
 Chiều dài đai (l):

(d1  d 2 )2
Ta có: l  2.a  0,5.(d1  d 2 ) 
4.a
(250  600) 2
 l  2.720  0,5.(250  600) 
4.720
 2817,71 (mm)
Chiều dài đai được quy tròn theo tiêu chuẩn nên ta chọn chiều dài đai
l=2800 (mm).
 Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
i  v / l  2,8 / 2,8  1  i max  10 (thỏa mãn)
 Khoảng cách trục (a) theo chiều dài tiêu chuẩn (l): l=2800 (mm)

   2  8. 2

a
4
 d  d2 
 250  600 
Trong đó:   l    1
  1464,823
  2800   
2


 2 
d  d 600  250
 2 1 
 175
2
2
1464,828  (1464,828)2  8.(175)2
a 
 710,87 (mm)
4
 Góc ôm (α1):

57o (d 2  d1 )
57o.(600  250)
o
1  180 
 180 
 156,3o  120o
a
842

o

1.3. Xác định số đai.
 Số đai z được tính theo công thức:

z

PIII .K d
[Po ].C ClC u C z

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 11


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

trong đó:
PIII - công suất trên trục bánh đai chủ động: PIII=6,75 (kW)
[Po] - công suất cho phép,
tra bảng 4.19[1] ta được [Po]=2,3 (kW)
Kd - hệ số tải trọng động,
tra bảng 4.7[1] ta được Kd=1,1
Cα - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1,

C  1  0,0025(180  1 )  1  0,0025(180  156,3)  0,941
Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai,

ta có lo=3750, l=2800 nên l/lo=2800/3750=0,75
tra bảng 4.16  Cl=0,935
Cu – hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
u=2,45 tra bảng 4.17  Cu=1,135
Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho
các dây đai, ta có PIII/[Po]=6,75/2,3=2,935
 Cz=0,95

z

6,75.1,1
 3, 4
2,3.0,941.0,935.1,135.0,95

chọn z =4
 Chiều rộng bánh đai B
B  (z 1).t  2e  (4 1).25,5  2.17  110,5 (mm)
 Đường kính ngoài của bánh đai da

d a1  d1  2h o  250  2.5,7  261, 4 (mm)
d a 2  d 2  2h o  600  2.5,7  611, 4 (mm)
1.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
 Lực căng đai được xác định theo công thức:

F0 

780PIII .K d
v.C .z

 Fv

trong đó: Fv – lực căng do lực ly tâm sinh ra
Fv=qmv2 trong đó: qm – khối lượng 1 mét chiều dài
đai, tra bảng 4.22
v – vận tốc vòng, m/s
PIII – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 12


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
 F0 

Phương án số 39

780.6,75.1,1
 0,3.(3,136) 2  552, 47 (N)
2,8.0,941.4

 Lực tác dụng lên trục:

 156,3o
 1 
Fr  2F0 .z.sin    2.552, 47.4.sin 
 2 
 2


  4325,57 (N)


1.5. Bảng kết quả tính toán
Thông số

Kí
hiệu

Giá trị

Đơn vị

Đường kính bánh đai nhỏ

d1

250

mm

Đường kính bánh đai lớn

d2

600

mm

Tỷ số truyền

ud

2,45

-

Hệ số trượt



0,02

-

Khoảng cách trục

a

710,87

mm

Góc ôm

α1

156,3

độ(o)

Chiều dài đai

l

2800

mm

Số đai

z

4

-

Chiều rộng bánh đai

β

110,5

mm

Đường kính ngoài bánh
đai

da1

261,4

da2

611,4

Lực căng đai

F0

552,47

N

Lực tác dụng lên trục

Fr

4325,57

N

mm

2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
 Các thông số đầu vào:

P  PI  7,1 (kW), T  TI  23180,02 (Nmm)
n  n I  2922 (v/ph), u  u1  4,71

Thời gian sử dụng: 300.8.8.1=19200 (giờ)
Tải trọng thay đổi: T1=T; T2=0,9T; T3=0,7T
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 13


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

2.1. Chọn vật liệu làm bánh răng
Tra bảng 6.1[1] ta chọn:
Vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt
HB 241…285, có giới hạn bền b1  850 (MPa) , giới hạn chảy

ch1  580 (MPa) . Ta chọn độ rắn bề mặt là HB1 = 245.
Vật liệu làm bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt
HB 192…240, có giới hạn bền b2  750 (MPa) , giới hạn chảy

ch2  450 (MPa) , vì tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh
răng lớn nhỏ hơn tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh răng nhỏ
nên ta chọn độ rắn bề mặt bánh răng lớn nhỏ hơn bánh răng nhỏ 15
đơn vị.  ta chọn HB2 = 230.
2.2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suât tiếp xúc cho phép [H ] và ứng suất uốn cho phép [F ]
được xác định theo công thức:

 oHlim 

[H ]  
 .ZR .ZV .K xH .K HL
S
 H 
 oFlim 
[F ]  
 .YR .YS .K xF .K FL
S
 F 
trong đó:
ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS – hệ số xét đến độ nhám của vật liệu đối với tập trung ứng suất

Ys  1,08  0,0695.ln(m)
KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
vì lúc đầu là tính toán thiết kế sơ bộ nên ta lấy:
o

 ZR .ZV .K xH  1
[H ]  H lim .K HL / SH


o
Y
.Y
.K


1

 R S xF
[F ]  Flim .K FL / SF

trong đó:

oH lim - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính
theo công thức: oHlim  2HB  70 (tra bảng 6.1[1])
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 14


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

 oHlim1  2HB1  70  2.245  70  560 (MPa)

oHlim2  2HB2  70  2.230  70  530 (MPa)

oFlim - ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính theo
công thức: oFlim  1,8HB

 oFlim1  1,8HB1  1,8.245  441 (MPa)
oFlim2  1,8HB2  1,8.230  414 (MPa)
SH – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc,
tra bảng 6.2[1] ta được SH=1,1

SF – hệ số an toàn khi tính về uốn,
tra bảng 6.2[1] ta được SF=1,75
KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải trọng, vì bộ truyền quay 1
chiều nên KFC=1
KHL, KFL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức:

K HL  mH N HO / N HE
K FL  mF N FO / N FE
trong đó :
mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
mH=6, mF=6
NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO  30H2,4
HB , với HHB – độ rắn Brinen.
2,4
 NHO1  30H2,4
 1,6.107
HB1  30.245
2,4
NHO 2  30H2,4
 1,39.107
HB2  30.230

NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
vì bánh răng làm bằng thép nên NFO=4.106

 NFO1  NFO2  4.106
NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, vì bộ

truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên ta có:

N HE  60.c. (Ti / Tmax ) 3.n i .t i

N FE  60.c. (Ti / Tmax ) mF .n i .t i
trong đó:
c – số lần ăn khớp trong một vòng quay, c=1
ni – số vòng quay ở chế độ thứ i
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 15


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

ti – thời gian làm việc ở chế độ thứ i nên ta có:

N HE1  60.c.n i . (Ti / Tmax ) 3.t i
 60.1.2922.19200.(13.
N HE2

15
45
20
 0,9 3.  0,7 3. )  2,3.109
80
80

80

N HE1 2,3.109


 0,5.109
u1
4,71

N FE1  60.c.n1  (Ti / Tmax ) 6 .t i
=60.1.2922.19200.(16 .
N FE 2

15
45
20
 0,96.  0,76. )=1,74.109
80
80
80

N FE1 1,74.109


 0,37.109
u1
4,71

 N HE1  N HO1  K HL1  1
N  N

 K HL2  1
 HE 2
HO2
Ta có: 
 N FE1  N FO1  K FL1  1
 N FE 2  N FO2  K FL2  1
Như vậy ta có:

[H ]1  oH lim1 .K HL1 / SH
=560.1/1,1=509,1 (MPa)
[H ]2  oH lim 2 .K HL2 / SH
=530.1/1,1=481,82 (MPa)
[F ]1  oFlim1 .K FL1 / SF
=441.1/1,75=250 (MPa)
[F ]2  oFlim 2 .K FL2 / SF
=414.1/1,75=236,57 (MPa)
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có:

[H ]1  [H ]2 509,1  481,82

2
2
=495,46 (MPa) <1,25.[H ]2  602, 275 (MPa)

[H ]=

Ứng suất tải cho phép:

[H ]max  2,8.ch 2  2,8.450  1260 (MPa)
GVHD: Trần Văn Hiếu

SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 16


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

[F1 ]max  0,8.ch1  0,8.580  464 (MPa)
[F2 ]max  0,8.ch 2  0,8.450  360 (MPa)
2.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
ta có: a w1  K a .(u1  1). 3

T1.K H
[H ]2 .u1. ba

trong đó: K a - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
tra bảng 6.5[1] ta có: K a =43
T1 – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động,
T1=23180,02 (Nmm)
[H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [H ] =495,46 (MPa)
u1 – tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u1=4,71
 ba - hệ số, tra bảng 6.6[1] ta được  ba =0,3

K H - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, phụ thuộc
vào vị trí của bánh răng dối với các ổ và hệ số  bd ,

 bd  0,53 ba .(u1  1)
 0,53.0,3.(4,71  1)  0,9  1
tra bảng 6.7[1] ta được K H =1,15

 a w1  43.(4,71  1). 3

23180,02.1,15
 104, 4 (mm)
495, 462.4,71.0,3

Chọn aw1=104 (mm)
2.4. Xác định các thông số ăn khớp
2.4.1 Môđun (m)

m  (0,01  0,02)a w1
=(0,01  0,02).104  1,04  2,08
Vì trị số môđun được tiêu chuẩn hoá nên theo bảng 6.8[1] ta chọn
giá trị của môđun m=1,5.
2.4.2. Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 17


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

 Số răng :
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có β=8…20o, nên ta
chọn sơ bộ β=10o

2a w1.cos  2.104.cos10o
 Số răng nhỏ Z1 : Z1 

 23,9
m(u1  1) 1,5.(4,71  1)
vì số răng nguyên nên ta lấy Z1=24
 số răng bánh răng lớn Z2 : Z2  Z1.u1  24.4,71  113,04
ta lấy số răng bánh răng lớn: Z2=113
 tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là :

u t1 

113
 4,7
24

Sai lệch tỷ số truyền :

u 


u t1  u1
.100%
u1
4,7  4,71
.100%  0, 2123% < 4% (thoả mãn điều kiện)

4,71

 Góc nghiêng β :
Ta có : cos  

m(Z1  Z2 ) 1,5.(24  113)

 0,988
2a w1
2.104

   8,885o  8o53'6"
Nhờ có góc nghiêng β của răng nên ở đây không cần phải dịch chỉnh
để đảm bảo khoảng cách trục đã tính.
2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

H  ZM .ZH .Z 2T1.K H .(u t1  1)(b w1.u t1.d 2w1 )
trong đó :
ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra
bảng 6.5[1] ta có ZM  274 (MPa)1/3
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH  2cos b / sin 2 tw
ở đây : b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tgb  cos  t .tg
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 18


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

mà :  t   tw  arctg(tg / cos )

=arctg(tg20o / cos(8,885o ))  20, 22o
 tgb  cos(20, 22o ).tg(8,885o )  0,147
 b  8,345o
 ZH  2cos8,345o / sin(2.20, 22o )  1,75

Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Ta có :  - hệ số trùng khớp dọc

 

b w1.sin 
m.

ở đây : b w1 - chiều rộng vành răng

b w1   ba .a w1  0,3.104  31,2 (mm)
31, 2.sin(8,885o )
  
 1,023 >1
1,5.

 Z 

1


với  - hệ số trùng khớp ngang

 1
1 
  [1,88  3, 2    .cos ]
 Z1 Z2 
1 
 1
o
=[1,88  3, 2  
 ].cos(8,885 )  1,698
 24 113. 
 Z

1
 0,767
1,698

dw1 – đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ,

d w1  2a w1 / (u t1  1)
 2.104 / (4,7 1)  36,5 (mm)
KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H  K H .K H .K Hv
với: KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp, ta có vận tốc vòng của
bánh răng:

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 19


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
v

Phương án số 39

d w1.n1 .36,5.2922

 5,58 (m/s)
60000
60000

với v=5,58 (m/s) tra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính
xác là cấp 8
tra bảng 6.14[1] với cấp chính xác là cấp 8, v=5,58
(m/s) ta được:

K H  1,095
K F  1, 282
KHβ – đã tra ở trên, KHβ = 1,15
KHv – hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

K Hv  1 

vH .b w1.d w1
2T1.K H .K H

trong đó: v H  H .g o .v. a w1 / u t1

H  0,002;
g o  56

tra bảng 6.15[1] và 6.16[1] ta được 

 v H  0,002.56.5,58. 104 / 4,7  2,94
2,94.31, 2.36,5
K Hv  1 
 1,057
2.23180,02.1,15.1,095
 K H  1,15.1,095.1,057  1,33
 H  274.1,75.0,767.

2.23180,02.1,33(4,7  1)
31, 2.4,7.36,52

=493,3 (MPa) < [H ]  495,96 (MPa)
 Xác định lại chính xác chiều rộng vành răng :
2

  
 493,3 
b w1   ba .a w1.  H   0,3.104. 

  30,93  31 (mm)
[

]
495,
46


 H 
2

2.6 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân
răng không được vượt quá một giá trị cho phép.

F1 

2T1.K F .Y .Y .YF1
b w1 .d w1 .m

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

 [ F1 ]

Page 20


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
F2 

Phương án số 39

F1.YF2
 [F2 ]
YF1

trong đó : T1 – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động
m – môđun pháp
bw – chiều rộng vành răng
dw1 – đường kính vòng lăn
Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y  1/  với  - hệ số trùng khớp ngang đã tính
ở trên

 Y  1/1,698  0,59
Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y  1  o /140  1  8,885 /140  0,9365
YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc
vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Z1
24

Z


 v1 cos3  cos3 8,885  24,885

ta có : 
113
 Z  Z2 
 117,17
v2

cos3  cos3 8,885
tra bảng 6.18[1] ta được :

YF1  3,9
YF2  3,6
KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn,

K F  K F .K F .K Fv
trong đó : K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn tra bảng
6.14[1] ta được K F  1, 27

K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7[1] ta
được K F  1,32

K Fv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
K Fv  1 

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

v F .b w1.d w1
2T1.K F .K F

Page 21


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39
với: v F  F .g o .v. a w1 / u t1

tra bảng 6.15[1] ta được F =0,006
tra bảng 6.16[1] ta được g o =56
nên v F  0,006.56.5,58. 104 / 4,7  8,82

8,82.30,93.36,5
 1,128
2.23180,02.1,33.1, 27
 K F  1,32.1, 27.1,128  1,89
2.23180,02.1,89.0,59.0,9635.3,9
 F1 
 114,712 (MPa)
30,93.36,5.1,5
114,712.3,6
 F2 
 105,888 (MPa)
3,9
Ta có: [F1 ]  [F ]1.YR .Ys .K xF
[F2 ]  [F ]2 .YR .Ys .K xF
 K Fv  1 

Ys = 1,08-0,0695.ln(m)

=1,08-0,0695.ln(1,5)=1,0518
YR = 1(bánh răng phay), KxF =1 (vì da <400 mm)

 [F1 ]  252.1.1,0518.1  266,6412 (MPa)
[F2 ]  236,57.1.1,0518.1  248,824 (MPa)

F1  114,712  [F1 ]=266,6412 (MPa)
F2  105,888  [F1 ]=248,824 (MPa)

Ta có: 

 thoả mãn điều kiện về độ bền uốn của răng.
2.7.

Kiểm nghiệm điều kiện quá tải
Ta có: K qt  Tmax / T =2,2
trong đó:

Kqt – hệ số quá tải
Tmax – momen xoắn quá tải
T - momen xoắn danh nghĩa
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực
đại không được vượt quá một quá trị cho phép tức là :

 H max   H . K qt  [ H ]max

H max  493,3. 2, 2  731,68  1260 (MPa)
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 22


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

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 được vượt quá một giá
trị cho phép tức là:

Fmax  F .K qt  [F ]max

F1max  114,712.2, 2  252,3664  464 (MPa)
F2max  105,888.2, 2  232,9536  360 (MPa)
 Thoả mãn điều kiện quá tải
2.8. Xác định một vài thông số và kích thước của bộ truyền
 Đường kính vòng chia:

d1  mz1 / cos   1,5.24 / cos(8,885o )  36,44 (mm)

d 2  mz2 / cos   1,5.113 / cos(8,885o )  171,56 (mm)
 Đường kính vòng lăn:

d w1  2a w1 / (u1  1)  2.104 / (4,7 1)  36,5 (mm)
d w 2  d w1.u1  36,5.4,7  171,5 (mm)
 Khoảng cách trục chia:

a1  0,5m.(Z2  Z1 ) / cos 
 0,5.1,5.(24  113) / cos(8,885 o )  104 (mm)

 Đường kính đỉnh răng:

d a1  d1  2(1  x1  y1 )m
=36,44+2(1+0-0).1,5=39,44 (mm)
d a 2  d 2  2(1  x 2  y1 )m
=171,56+2(1+0-0).1,5=174,56 (mm)
 Đường kính đáy răng :

d f 1  d1  (2,5  2x1 )m
=36,44  (2,5  2.0).1,5  32,69 (mm)
d f 2  d 2  (2,5  2x 2 )m
=171,56  (2,5  2.0).1,5  167,81 (mm)
 Đường kính cơ sở:

d b1  d1.cos   36, 44.cos 20 o  34, 242 (mm)

d b2  d 2 .cos   171,55.cos 20 o  161, 204 (mm)
 Góc prôfin gốc:   20o
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 23


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

 Góc prôfin răng:

 t  arctg(tg / cos )
 arctg(tg20 o / cos8,885 o )  20, 22 o
 Góc ăn khớp:
 tw1  arccos(a1.cos  t / a w )
 arccos(104.cos 20, 22o / 104)  20, 22o
Bảng thông số và kích thước của bộ truyền.
 Thông số
Kí hiệu
Giá trị
Z1

24 (răng)

Môđun

Z2
m

113 (răng)
1,5

Khoảng cách trục chia

a1

104 (mm)

Khoảng cách trục

aw1

104 (mm)

Chiều rộng vành răng

bw1

30,93 (mm)

d1

36,44 (mm)

d2
dw1
dw2
da1

171,56 (mm)
36,5 (mm)
171,5 (mm)
39,44 (mm)

da2

174,56 (mm)

df1

32,69 (mm)

df2

167,81 (mm)

db1

34,242 (mm)

db2

161,204 (mm)

Góc nghiêng của răng

β

8,885o

Góc prôfin gốc

α

20o

Góc prôfin răng

αt

20,22o

Góc ăn khớp

αtw1
x1
x2

20,22o
0
0
1,698

Số răng

Đường kính vòng chia
Đường kính vòng lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Đường kính cơ sở

Hệ số dịch chỉnh
Hệ số trùng khớp ngang
Hệ số trùng khớp dọc
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01




1,023

Page 24


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

3. Thiết kế bộ truyền cấp chậm – bánh răng trụ răng thẳng
Các thông số đầu vào của bộ truyền:

P  PII  6,92 (kW)
T  TII  106525,033 (Nmm)
n  n II  620,38 (v/ph), u 2  13,66 / 4,7  2,9
Thời gian sử dụng: 300.8.8.1=19200 (giờ)
Tải trọng thay đổi: T1=T; T2=0,9T; T3=0,7T
3.1. Chọn vật liệu làm bánh răng
Tra bảng 6.1[1] ta chọn:
Vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt
HB 241…285, có giới hạn bền b1  850 (MPa) , giới hạn chảy

ch1  580 (MPa) . Ta chọn độ rắn bề mặt là HB1=245.
Vật liệu làm bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt
HB 192…240, có giới hạn bền b2  750 (MPa) , giới hạn chảy

ch2  450 (MPa) , vì tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh
răng lớn nhỏ hơn tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh răng nhỏ
nên ta chọn độ rắn bề mặt bánh răng lớn nhỏ hơn bánh răng nhỏ 15
đơn vị.  ta chọn HB2=230.
3.2. Xác định ứng suất cho phép

Ứng suât tiếp xúc cho phép [H ] và ứng suất uốn cho phép [F ]
được xác định theo công thức:

 oHlim 
[H ]  
 .ZR .ZV .K xH .K HL
S
 H 
 oFlim 
[F ]  
 .YR .YS .K xF .K FL
S
 F 
trong đó:
ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS – hệ số xét đến độ nhám của vật liệu đối với tập trung ứng suất

Ys  1,08  0,0695.ln(m)
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 25


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
vì lúc đầu là tính toán thiết kế sơ bộ nên ta lấy:

 ZR .ZV .K xH  1

YR .YS .K xF  1
o

[H ]  H lim .K HL / SH

o

[F ]  Flim .K FL / SF
trong đó:

oH lim - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính
theo công thức: oHlim  2HB  70 (tra bảng 6.1[1])

 oHlim1  2HB1  70  2.245  70  560 (MPa)
oHlim2  2HB2  70  2.230  70  530 (MPa)

oFlim - ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính theo
công thức: oFlim  1,8HB

 oFlim1  1,8HB1  1,8.245  441 (MPa)

oFlim2  1,8HB2  1,8.230  414 (MPa)
SH – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc,
tra bảng 6.2[1] ta được SH=1,1

SF – hệ số an toàn khi tính về uốn,
tra bảng 6.2[1] ta được SF=1,75
KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải trọng, vì bộ truyền quay 1 chiều
nên KFC=1
KHL, KFL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức:

K HL  mH N HO / N HE
K FL  mF N FO / N FE
trong đó :
mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
mH=6, mF=6
NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO  30H2,4
HB , với HHB – độ rắn Brinen.
2,4
 NHO1  30H2,4
 1,6.107
HB1  30.245
2,4
NHO 2  30H2,4
 1,39.107
HB2  30.230

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 26

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
vì bánh răng làm bằng thép nên NFO=4.106

 NFO1  NFO2  4.106
NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, vì bộ
truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên ta có:

N HE  60.c. (Ti / Tmax ) 3.n i .t i

N FE  60.c. (Ti / Tmax ) mF .n i .t i
trong đó:
c – số lần ăn khớp trong một vòng quay, c=1
ni – số vòng quay ở chế độ thứ i
ti – thời gian làm việc ở chế độ thứ I nên ta có:

N HE1  60.c.n i . (Ti / Tmax )3 .t i
 60.1.2922.19200.(13.
N HE2

15
45
20
 0,93.  0,73. )  2,3.109
80
80

80

N HE1 2,3.109


 0,5.109
u1
4,71

N FE1  60.c.n1  (Ti / Tmax ) 6 .t i
=60.1.29229.19200.(16 .

15
45
20
 0,96.  0,76. )
80
80
80

=1,74.109
N FE 2

N FE1 1,74.109


 0,37.109
u1
4,71

 N HE1  N HO1  K HL1  1
N  N
 K HL2  1
 HE 2
HO2
Ta có: 
 N FE1  N FO1  K FL1  1
 N FE 2  N FO2  K FL2  1
Như vậy ta có:

[H ]1  oH lim1 .K HL1 / SH
=560.1/1,1=509,1 (MPa)
[H ]2  oH lim 2 .K HL2 / SH
=530.1/1,1=481,82 (MPa)
GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 27


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Phương án số 39

[F ]1  oFlim1 .K FL1 / SF
=441.1/1,75=250 (MPa)
[F ]2  oFlim 2 .K FL2 / SF
=414.1/1,75=236,57 (MPa)
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta có:

[H ]=[H ]2  481,82 (MPa)
Ứng suất tải cho phép:

[H ]max  2,8.ch 2  2,8.450  1260 (MPa)

[F1 ]max  0,8.ch1  0,8.580  464 (MPa)
[F2 ]max  0,8.ch 2  0,8.450  360 (MPa)
3.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
ta có: a w2  K a .(u 2  1). 3

T2 .K H
[H ]2 .u 2 . ba

trong đó: K a - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
tra bảng 6.5[1] ta có: K a =49,5
T2 – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động,
T2=106525,033 (Nmm)
[H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [H ] =481,82 (MPa)
U2 – tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u1=2,9
 ba - hệ số, tra bảng 6.6[1] ta được  ba =0,4

K H - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, phụ thuộc
vào vị trí của bánh răng dối với các ổ và hệ số  bd ,

 bd  0,53 ba .(u 2  1)
 0,53.0, 4.(2,9  1)  0,8268
tra bảng 6.7[1] sơ đồ 5 ta được K H =1,05,
KFβ=1,12

GVHD: Trần Văn Hiếu
SVTH: Mai Văn Tú – 64DCDM01

Page 28