Đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp

BỘ CÔNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM
KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ TÀI:
TÍNH TOÁN & THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC
ĐỒNG TRỤC HAI CẤP
GVHD: Nguyễn Minh Huy
SVTH: Nguyễn Thế Dân
MSSV: 2003130078
LỚP:04DHCK2
NĂM HỌC: 2015-2016

TP. HỒ CHÍ MINH, THÁNG 12 NĂM 2015


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.HCM
Ngày . . . . . tháng . . . . năm . . . . .

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 2


Đồ án chi tiết máy

ĐỀ
KHÔNG
IN>
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 3


Đồ án chi tiết máy

LỜI CẢM ƠN
Không có sự thành công nào mà không gắn liền với những sự hỗ trợ, giúp đỡ

dù ít hay nhiều, dù trực tiếp hay gián tiếp của người khác. Trong suốt thời gian từ
khi bắt đầu học tập ở giảng đường đại học đến nay, em đã nhận được rất nhiều sự
quan tâm, giúp đỡ của quý Thầy Cô, gia đình và bạn bè.
Với lòng biết ơn sâu sắc nhất, em xin gửi đến quý Thầy Cô ở Khoa Công
Nghệ Cơ Khí – Trường Đại Học Công Nghiệp Thực Phẩm TP.HCM đã cùng với tri
thức và tâm huyết của mình để truyền đạt vốn kiến thức quý báu cho chúng em trong
suốt thời gian học tập tại trường. Và đặc biệt, trong học kỳ này, Khoa đã tổ chức cho
chúng em được tiếp cận với môn học mà theo em là rất hữu ích đối với sinh viên
ngành Chế Tạo Máy chúng em. Đó là môn học "Đồ Án Chi Tiết Máy”.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Minh Huy đã tận tâm hướng dẫn em
trong quá trình làm đồ án. Nếu không có những lời hướng dẫn, dạy bảo của thầy thì
em nghĩ bài thu hoạch này của em rất khó có thể hoàn thiện được. Một lần nữa, em
xin chân thành cảm ơn thầy.
Đồ án được thực hiện trong khoảng thời gian ngắn. Và đây chỉ là những bước
đầu đi vào thực tế, tìm hiểu về lĩnh vực cơ khí chế tạo, kiến thức của em còn hạn chế
và còn nhiều bỡ ngỡ. Do vậy, không tránh khỏi những thiếu, em mong nhận được
những ý kiến đóng góp quý báu của quý Thầy Cô và các bạn học cùng lớp để kiến
thức của em trong lĩnh vực này được hoàn thiện hơn.

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 4


Đồ án chi tiết máy
Nhận xét của GVHD

MỤC LỤC
CHO

P = 27,5 (kW)
n = 75 (vg/ph)
Thời gian làm việc Lh=16000h, làm việc 3 ca.

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 5


Đồ án chi tiết máy

T

T
0.9T

0.7T

0.2t

Hình 1.1 Sơ đồ động của hệ thống băng tải
1. Động cơ - 2. Bộ truyền đai,
3. Ổ lăn - 4. Trục - 5. Bánh răng nghiêng

0.5t

0.3t

Hình 1.2 Sơ đồ phân bố tải trọng

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

Xác định công suất động cơ
Theo công thức (2.8), trang 19,[1], công suất trên trục động cơ điện được xác định
như sau:

Pct =

Pt
η

Trong đó:

Pct
Pt

η

: công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
: cống suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

: hiệu suất truyền động

Tính hiệu suất:

η

được tính theo công thức:

η = ηd .η br2 .η ol3 = 0,95.0,97 2.0,993 = 0,86
Với:
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 6


Đồ án chi tiết máy
: hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95
ηbr
:hiệu suất bánh răng: 0,97
ηol
:hiệu suất một cặp ổ lăn: 0,99
Tính công suất tính toán:
2

Pt = Ptd = Pmax

2

2

2

= 23,85 (kW)
Công suất cần thiết của động cơ:
P 23,85
Pct = t =

= 27,7
η 0,86
1.1.1. Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ:
Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức
ut= uh. ud
Theo bảng 2.4 trang 21 [1], ta chọn các thông số như sau:
usbh: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc 2 cấp; uh= 12 (chọn từ 8÷40)
usbd: tỉ số truyền sơ bộ đai ; ud = 3,15 (chọn từ 2÷5)
⇒ ut = 12.3,15 = 37,8
Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay): nlv= 75 vg/ph
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv .ut = 75.37,8 = 2835

vg/ph

1.1.2. Chọn động cơ theo điều kiện:
Chọn động cơ thoả mản các điều kiện sau:

 Pdc ≥ Pct = 27,7 (kW )

ndc ≈ nsb = 2835 (vg / ph)
Tra bảng P1.3 trang 235 [1], ta chọn động cơ: 4A180M2Y3
Động cơ có các thông số kỹ thuật sau:
 Pdc = 30 kW
 ndb = 2943 vg/ph (với tần số dòng điện tại Việt Nam: 50Hz)
Nguyễn Thế Dân
2003130078

2

2

 T1 
 T2 
 T3 
T 
 0,9T 
 0,7T 
 ÷ t1 +  ÷ t2 +  ÷ t3
 ÷ 0, 2t + 
÷ 0,5t + 
÷ 0,3t
T
T 
T 
T 
T 
T 



= 27,5
t1 + t2 + t3
0, 2t + 0,3t + 0,5t

Page 7


Đồ án chi tiết máy
cos ϕ = 0,92

 Hệ số công suất
T
TK
= 1, 4 ≥ mm = 1
Tdn
T

1.2. Phân phối tỉ số truyền

Theo công thức 3.23 [1], trang 48 ta có công thức tính tỉ số truyền toàn bộ hệ:
ut =

ndc 2943
=
= 39, 24
nlv
75

Phân uh cho các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc: uh =12
u1 = u2 = uh = 12 ≈ 3, 46

Tính sơ bộ ud (tỉ số truyền của bộ truyền đai) :
ud =

ut 39, 24
=
= 3, 26
uh
12

Tính lại ud theo u1 và u2:
ud =

ut
39, 24
=
= 3, 27
u1.u2 3, 46.3, 46

Kiểm nghiệm ud:
∆ud = 1% < 4%
Nên sai lệch tỉ số truyền của bộ truyền đai không đáng kể.
1.3. Lập bảng thông số kỹ thuật
1.3.1. Phân phối công suất trên các trục:
P3 =

P2 =

P1 =

Plv
27,5
=
≈ 29, 239
ηol .η d 0,99.0,95
P3
29,239
=
= 30, 447

ηol .ηbr 0,99.0,97
P2
30, 447
=
= 31,705
ηol .ηbr 0,99.0,97

Nguyễn Thế Dân
2003130078

(kW)

(kW)

(kW)

Page 8


Đồ án chi tiết máy
Pdctt =

P1 31,705
=
= 32
η kn
0,99

(kW)

1.3.2. Tính số vòng quay trên các trục
n
2943
n1 = dc =
= 902,7
ud
3, 26
vg/ph
n2 =

n3 =

n1 902,7
=
= 261
u1 3, 46
n2 261
=
= 75
u2 3, 46

vg/ph

vg/ph

1.3.3. Tính momen xoắn trên các trục:
Tdc = 9,55.106.

T1 = 9,55.106.

T2 = 9,55.106.

T3 = 9,55.106.

Pdctt
32
= 9,55.106.
= 103839,6194
ndc
2943

P1
31,705
= 9,55.106.
= 335419,0207
n1
902,7
P2
30, 447
= 9,55.106.
= 1114056,897
n2
261
P3
29,239
= 9,55.106.
= 3723099,333
n3
75

(Nmm)

(Nmm)

(Nmm)

(Nmm)

Bảng 1.1: Thông số kĩ thuật
Trục
Động cơ

I

II

III

Thông số
Công suất P (kW) 32
Nguyễn Thế Dân
2003130078

31,705

Page 9

30,447

29,239

Đồ án chi tiết máy
Tỷ số truyền u

3,26

3,46

3,46

Số vòng quay n
(vòng/phút)

2943

902,7

261

75

Momen xoắn T
(Nmm)

103839,6194

335419,0207

1114056,897

3723099,333

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1

Chọn loại đai và tiết diện đai :

Do điều kiện làm việc, các thông số như công suất, vận tốc, môi trường làm việc,
khả năng kéo và tuổi thọ khi làm việc, tính phổ biến, .... mà ta có thể chọn các loại đai
như đai dẹt, đai thang, đai răng,..... với các thông số đã cho ta lựa chọn đai thang.
Ta có các thông số:
P = 30 kW
n = 2943 vòng/phút
u = 3,26

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.
2.2
Xác định các thông số của bộ truyền :
2.3.2
Đường kính bánh đai nhỏ :
Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn d1=160 mm.

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 10


Đồ án chi tiết máy
2.3.3

Vận tốc đai nhỏ :

v1 =

π .d1.n π .160.2943
=
≈ 24,65m / s
60000
60000

Vì v1 < 25 m/s nên ta chọn đai là đai thang thường.
2.3.4
Đường kính bánh đai lớn :
ξ
- Giả sử ta chọn hệ số trượt : = 0,02
- Theo công thức 4.2[1] trang 53, ta có :

ξ

-

d2 = u.d1(1- ) = 3,26.160/(1-0,02) = 532,24 mm
Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 [1] trang 63 ta chọn :

-

d2 = 500 mm
Tỉ số truyền thực tế :
u' =

d2
500
=
= 3,188
d1 (1 − ξ ) 160(1 − 0,02)

Sai lệch với giá trị ban đầu 2,2 %.
2.3.5
Khoảng cách trục sơ bộ :
Theo công thức 4.14 [1] trang 60, ta có :
0,55( d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2( d1 + d 2 )
⇔ 0,55(160 + 500) + 10,5 ≤ a ≤ 2(160 + 500)
⇔ 373,5 ≤ a ≤ 1320
Khi u = 3,26
Theo bảng 4.14 [1] trang 60, ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 500mm khi u = 3
2.3.6
Chiều dài tính toán của đai :
Theo công thức 4.4[1] trang 54, ta có :
π (d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
L = 2a +
+

2
4.a
π (160 + 500) (500 − 160) 2
= 2.500 +
+
2
4.500
≈ 2094,52mm
Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn đai có chiều dài L= 2240 mm = 2,24 m.
2.3.7
Số vòng chạy của đai trong một giây :
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 11


Đồ án chi tiết máy

i=

v 24,56
=
= 10,96 s −1 > 10s −1 = imax
L 2, 24

ta chọn đai có chiều dài L= 2500 mm = 2,5 m.
v 24,56
i= =
= 9.824s −1 < 10s −1 = imax

L
2,5
Khi đó điều kiện được thoả

2.3.8

Tính chính xác khoảng cách trục :
- Theo công thức 4.6[1] trang 54, ta có :
k + k 2 − 8∆ 2
a=
4

k = L −π

(d1 + d 2 )
160 + 500
= 2500 − π
= 1463, 27mm
2
2

Trong đó :
d − d 500 − 160
∆= 2 1 =
= 170mm
2
2

-

1463, 27 + 1463, 27 2 − 8(170) 2
a=
= 711,3mm
4

Do đó :
Ta thấy giá trị a thỏa mãn trong khoảng cho phép.

Vậy ta lấy chiều dài đai : L = 2500mm
Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta lấy : a = 710mm
2.3.9

Góc ôm bánh đai nhỏ :

Theo công thức 4.7[1] trang 53, ta có :
d −d
500 − 160
α1 = 1800 − 57 2 1 = 1800 − 57
≈ 152,750
a
711,3

α1 ≥ 1500

nên chọn đai vải cao su
2.3.10
Xác định số dây đai :
Theo công thức 4.16[1] trang 60, ta có :
P.K d
z≥

[P0 ].Cα .Cl .Cu .C z
Trong đó :
- Công suất trên bánh chủ động: P = 30 kW
[Po] : công suất cho phép, tra bảng 4.20 [1] trang 62, ta chọn :
[P0] = 5,93
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 12


Đồ án chi tiết máy
-

Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm : Tra bảng 4.15 [1] trang

-

61, ta lấy : Cα = 0,92
Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền :Tra bảng 4.17[1]

-

trang 61, ta lấy : Cu=1,14
Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai :Tra bảng

-

4.16 [1] trang 61, ta lấy : Cl = 1,0
Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ : C z =

-

1
Hệ số tải động Kđ, tra bảng 4.7[1] trang 55, ta chọn Kđ =
1,0

Do đó :
z≥

P.K d
30.1,0
=
= 4,82
[P0 ].Cα .Cl .Cu .Cz 5,93.0,92.1,0.1,14.1

Vậy ta chọn : z = 5
2.3.11
Chiều rộng bánh đai B :
Tra bảng 4.21[1] trang 63, ta có :
t = 19;
e = 12,5;
ho = 4,2;
Theo công thức 4.17[1] trang 63, ta có :
B = (z -1) t + 2e = (5 -1)19 + 2.12,5 = 101 mm
2.3.12
Đường kính ngoài của bánh đai :
da1 = d + 2h0 = 160 + 2.4,2 = 168,4mm
da2 = d + 2h0 = 500+ 2.4,2 = 508,4 mm
2.3

Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục :
2.3.1
Lực căng đai ban đầu :
Theo công thức 4.19[1] trang 63, ta có ;
780.P.K d
F0 =
( v.Cα .z ) + Fv
2.3.2

Tính lực li tâm :

Theo công thức 4.20[1] trang 63,ta có :
Fv = qm .v 2
Trong đó :

Nguyễn Thế Dân
2003130078

-

qm : khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22[1]

-

trang 63 ta có : qm = 0,178
v = 24,65 m/s.

Page 13

Đồ án chi tiết máy

Suy

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

Giá trị
d1 = 160 mm
d2 = 500 mm
v = 24,65m/s
a = 710 mm
L = 2500mm
α1 = 152,750
z =5
B = 101mm
da = 168,4mm
F0 = 105,621N
Fv = 108,156N
Fr = 1026,778N

Fv = 0,178.(24,65) 2 ≈ 108,156 N
Vậy :
F0 =

2.3.3

780.30.1,0
= 105,621N
( 24, 65.0,92.5) + 108,156

Lực tác dụng lên trục :
Theo công thức 4.21[1] trang 63, ta có :

Fr = 2.F0 .z.sin(
2.4

α1
152,75
) = 2.105,651.5.sin(
) = 1026,778 N
2
2

Thông số của bộ truyền đai :

Bảng 2.1. Thông số của bộ truyền đai

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 14

ra :


Đồ án chi tiết máy

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Các thông số kĩ thuật
Tổng thời gian làm việc

Lh = 16000h

, làm việc 3 ca

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)
Tỷ số truyền
Số vòng quay trục
Momen xoắn T

u1 = 3, 46
n1 = 902,7 (vòng / phút )
T1 = 335419,0207( Nmm)

Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng)
Tỷ số truyền
Số vòng quay trục
Momen xoắn T

u2 = 3, 46
n2 = 261 (vòng / phút )
T2 = 1114056,879( Nmm)

3.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
3.1.1 Chọn vật liệu
 Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau
 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn
 Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có

σ b3 = 850 MPa σ ch 3 = 580 MPa
,
, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB3 = 245HB

 Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có
σ b 4 = 750 MPa σ ch 4 = 450 MPa
,
, ta chọn độ rắn của bánh lớn là HB4 = 230HB
3.1.2 Xác định ứng suất cho phép
 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 15


Đồ án chi tiết máy
N HO3 = 30 HB32,4 = 30.2452,4 = 1, 63.107 ( chu kì )
N HO4 = 30 HB42,4 = 30.230 2,4 = 1, 40.107 ( chu kì )

N FO3 = N FO4 = 4.106 ( chu kì )

 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi
3

N HE3

 T 
= 60c ∑  i ÷ = ni ti
 Tmax 

3
3
 T 3


 0,9T 
 0,7 
= 60.1  ÷ 0, 2 + 
0,5
+
0,3
 .261.16000
÷

÷
 T 
 T 
 T 


= 167223744
N HE 4 =

N HE3

(chu kì)
=

u

167223744
= 48330561,85 ( chu kì )
3, 46
6

 T 
N FE3 = 60c ∑  i ÷ niti
 Tmax 
6
6
 T  6

 0,9T 
 0,7T 
= 60.1  ÷ 0, 2 + 
0,5
+
0,3
 .261.16000
÷

÷
 T 
 T 
 T 

= 125534368,5 ( chu kì )
N FE4 =

Ta thấy

N FE3
u

=

 N HE3

 N HE4

 N FE3
N
 FE4

 Suy ra
Nguyễn Thế Dân
2003130078

125534368,5
= 36281609, 4 ( chu kì )
3, 46

> N HO3
> N HO4
> N FO3
> N FO4

nên chọn

N HE = N HO

để tính toán

K HL3 = K HL4 = K FL3 = K FL4 = 1

Page 16


Đồ án chi tiết máy
Ứng suất cho phép
 Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có ()
0
σ Hlim
= 2 HB + 70

Giới hạn mỏi tiếp xúc

0
σ Hlim
= 2 HB3 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa
3

Bánh chủ động

0
σ Hlim
= 2 HB4 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
4

Bánh bị động

0
σ Flim
= 1,8 HB

Giới hạn mỏi uốn

0
σ Flim
= 1,8HB3 = 1,8.245 = 441 MPa
3

Bánh chủ động

0
σ Flim
= 1,8HB4 = 1,8.230 = 414 MPa
4

Bánh bị động
Ứng suất tiếp cho phép
 Tính toán sơ bộ
0
[ σ H ] = σ Hlim

0,9 K HL
SH

K
1
σ H3  = σ o H lim HL 3 = 560 = 509,09 MPa
SH
1,1

[ σ H 4 ] = 530

1
= 481,82 MPa
1,1

σ H3  + σ H 4 

[σH ] = 

2

=

509,09 + 481,82
= 495,45 MPa
2

Ứng suất uốn cho phép
 Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có
một chiều);

Nguyễn Thế Dân
2003130078

sF = 1,75

K FC = 1

)

Page 17

khi đặt tải một phía (bộ truyền quay


Đồ án chi tiết máy

[σF ]

0
σ Flim
.K FC
=
K FL
sF

441.1
414.1
σ F3  =
= 252 MPa ; σ F4  =
= 236,57 MPa
1,75
1,75
Ứng suất quá tải cho phép

[ σ H ] max = 2,8σ ch 4 = 2,8.450 = 1260 MPa
σ F3  = 0,8σ ch3 = 0,8.580 = 464 MPa
max
σ F4  = 0,8.450 = 360 MPa

max
3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
 Theo công thức 6.15a, trang 96, [1]

aw = K a ( u2 + 1)

3

T2 K H β

ψ ba [ σ H ] u2
2

= 43 ( 3, 46 + 1)

3

.1,11
0, 4.445,905 2 .3, 46

= 316, 47 mm

 Với
K a = 43

- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng

6.5, trang 96, [1]
- Momen xoắn trên trục bánh chủ động

ψ ba = 0, 4 ψ bd = 0,53ψ ba ( u2 ± 1) = 0,53.0, 4 ( 3, 46 + 1) = 0,95
;
K H β = 1,11

ψ bd = 1

- Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, với

bảng 6.7, trang 98, [1]

=> Chọn

Nguyễn Thế Dân
2003130078

aw = 315 mm

Page 18


Đồ án chi tiết máy
3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp
Xác định môđun:
mn = ( 0,01 ÷ 0,02 ) aw = 3,15 ÷ 6,3 ( mm )
mn = 4 mm

 Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn
 Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ nằm trong khoảng
2a .cos β 2.315.cos 20
2.315.cos8

≤ z3 = w
≤
4 ( 3, 46 + 1)
mn ( u + 1)
4 ( 3, 46 + 1)

↔ 34,97 ≥ z3 ≥ 33,18
Ta chọn z3= 34 răng
 Số bánh răng lớn

z4 = u2 z3 = 34.3, 46 = 117,64 răng
um =

 Do đó tỷ số truyền thực

z4 118
=
= 3, 47
≈ u1 ≈ u2
z3 34

β = arccos
 Góc nghiêng răng:
� thoả mãn điều kiện

, chọn z4 = 118 răng

mn ( u + 1) z3
4 ( 3, 47 + 1) 34
= arccos

= 15, 21o
2 aw
2.315

8 ≤ β ≤ 20o

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền

σH =

Z M Z H Zε
d w1

2T2 K H ( um + 1)
bwum

 Trong đó
Z M = 274 ( Mpa )

1

3

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

(bảng 6.5, trang 96, [1])
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1])

ZH =

2cos βb
2cos14, 27 0
=
= 1,71
sin 2α tw
sin ( 2.20,66o )

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 19


Đồ án chi tiết máy
 Với
Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

βb = acrtg cos ( α t ) .tg β  = acrtg cos ( 20,66 ) .tg15, 21 = 14, 27 o
 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
 tgα
α t = α tw = acrtg 
 cosβ


 tg 20 
0
÷ = acrtg  cos15, 21 ÷ = 20,66





 Với là góc profin răng và là góc ăn khớp
Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
 Hệ số trùng khớp dọc

εβ =

bw sin β awψ ba sin β 315.0, 4.sin15, 21
=
=
= 2,63 > 1
πm
πm
π .4

 Hệ số trùng khớp ngang

ε α = 1,88 − 3, 2( 1 z + 1 z ) cosβ = 1,7
3
4 

Zε =
 Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, [1]
 Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc
K H = K Hα K H β K Hv



K H β = 1,11

1
1
=
= 0,76
εα
1,7

(công thức 6.39, trang 106, [1])

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng (bảng 6.7, trang 98, [1])
 Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động

v=

π d w3n3 π .140,93.261
=
= 1,92 m / s
60 000
60 000
d w3 =

 Với

Nguyễn Thế Dân
2003130078

2aw

2.315
=
= 140,93
um + 1 3,47 + 1

mm : Đường kính vòng lăn bánh chủ động

Page 20


Đồ án chi tiết máy
v = 1,92 m / s

theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 9 ta chọn

K Hα = 1,13
 Công thức 6.42, trang 107, [1], ta có

aw
315
= 0,002.82.1,92
=3
um
3,47

vH = δ H g 0 v
 Với

δ H = 0,002

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang

107, [1])
g 0 = 82

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2
(bảng 6.16, trang 107, [1])

K Hv = 1 +

vH bw d w3
2T2 K Hα K H β

= 1+

3.126.140,93
= 1,01
2.1114056,897.1,13.1,11

K H = K Hα K H β K Hv = 1,13.1,11.1, 01 = 1, 26

d w3 =

2 aw
2.315
=
= 140,93
um + 1 3, 47 + 1

 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

bw = aw .ψ ba = 315.0, 4 = 126 mm
 Bề rộng vành răng

σH =

Z M Z H Zε
d w1

mm

2T2 K H ( u m + 1) 274.1,71.0,76 2.1114056,897.1, 26 ( 3, 47 + 1)
=
bwum
140,93
126.3, 47

= 428 MPa
 Với v = 1,92 (m/s) < 5 (m/s) thì

Zv = 1

, với cấp chính xác động học là 9, chọn

cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công với độ nhám là
Ra = 1, 25…0,63 µ m

do đó

ZR = 1

d a < 700mm K xH = 1
, với vòng đỉnh răng là
,
,

do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 21


Đồ án chi tiết máy

[ σ H ] cx = [ σ H ] ZV Z R K xH
 Như vậy

σH < [σH ]

= 495, 45.1.1.1 = 495, 45 MPa

=> cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

σF =

2T2YF3 K F Yε Yβ
bw d w3 mn

≤ [σF ]

 Điều kiện bền uốn
 Xác định số răng tương đương

zv3 =

z3
34
=
= 37,8 răng
3
3
cos β cos 15, 21

zv4 =

z4
118
=
= 131,32 răng
3
cos β cos 315, 21
K F β = 1, 23

 Theo bảng 6.7, trang 98, [1],
.
 Theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 1,92 m/s và cấp chính xác 9
K Fα = 1,37
 Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1]

vF = δ F g 0 v

aw
315
= 0,006.82.1,92
=9
um
3, 47

 Với

δ F = 0,006

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang

107, [1])
g 0 = 82

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,

trang 107, [1])

K Fv = 1 +

vF bw d w3
2T2 K Fα K F β

=1+

9.126.140,93
= 1,04
2.1114056,897.1,37.1,23

K F = K Fα K F β K Fv = 1,37.1, 23.1,04 = 1,75
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 22


Đồ án chi tiết máy

 Hệ số dạng răng

YF

 Đối với bánh dẫn:

theo bảng 6.18, trang 109, [1]
YF3 = 3,80

 Đối với bánh bị dẫn:
Yε =

1
1
=
= 0,588
ε α 1,7

Yβ = 1 −

YF4 = 3,6

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

βo
15, 21
= 1−
= 0,89
140
140

hệ số kể đến độ nghiêng của răng

mn = 4 YS = 1,00 YR = 1( bánh răng phay )
 Với
,
,
,
K xF = 1 d a ≤ 400 mm)
(
 Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]
σ F3  = [σ F3 ]YRYS K xF = 252.1.1.1 = 252 MPa
σ F4  = [σ F4 ]YRYS K xF = 236,5.1.1.1 = 236,5 MPa
 Độ bền uốn tại chân răng

σ F3 =

2T2YF3 K F Yε Yβ
bw d w3 mn

=

2.1114056,897.3,8.1,75.0,588.0,89
= 109,167 MPa < σ F3 
126.140,93.4

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải
T
K qt = max = 2, 2
T
 Hệ số quá tải động cơ
 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

σ H max = [ σ H ] K qt = 734,87 MPa < [ σ H ] max = 1260 MPa
 Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

σ F 3max = σ F3 . K qt = 240,16 < σ F3 

Nguyễn Thế Dân
2003130078

max

= 464 MPa

Page 23

Đồ án chi tiết máy

σ F 4max = σ F4 . K qt = 227,52 < σ F4 

max

= 360 MPa

Bảng 3.1: Thông số và kích thước bộ truyền
Thông số

Giá trị
aw = 315 mm

Khoảng cách trục

mn = 4

Modul pháp
Chiều rộng vành răng

bw3 = bw + 5 = 131mm

bw 4 = 126 mm

Tỷ số truyền

um = 3, 47

Góc nghiêng răng

β = 15, 21o

Số răng bánh răng

z3 = 34

Hệ số dịch chỉnh

x3 = 0

Đường kính vòng
chia
Đường kính đỉnh
răng
Đường kính đáy răng

d3 = m

z4 = 1

18
x4 = 0

z3
= 140,93
cos β

d4 = m

z4
= 489,13
cos β

d a3 = d 3 + 2m = 148,93

d a4 = d 4 + 2m = 497,13

d f3 = d 3 − 2.5m = 130,93

d f4 = d 4 − 2.5m = 479,13

Góc profin răng

α t = 20,66

Góc ăn khớp

α w = 20,66

3.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
3.2.1 Chọn vật liệu
 Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau
 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn
 Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có

σ b1 = 850 MPa σ ch1 = 580 MPa
,

, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB1 = 245HB
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 24


Đồ án chi tiết máy
 Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có

σ b 2 = 750 MPa σ ch 2 = 450 MPa
,
, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB2 = 230HB
3.2.2 Xác định ứng suất cho phép
 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở
N HO1 = 30 HB12,4 = 30.2452,4 = 1,63.107 ( chu kì )
N HO2 = 30 HB22,4 = 30.2302,4 = 1, 40.107 ( chu kì )
N FO1 = N FO2 = 4.107 ( chu kì )

 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi
3

N HE1

 T 
= 60c ∑  i ÷ = ni ti
 Tmax 

3
3

 T 3

 0,9T 
 0,7 
= 60.1  ÷ 0, 2 + 
÷ 0,5 + 
÷ 0,3 .902,7.16000
 T 
 T 
 T 


= 89172350,67 ( chu kì )
N HE2 =

N HE1
u

=

89172350,67
= 25772355,68 ( chu kì )
3, 46
6

N FE1

 T 
= 60c ∑  i ÷ niti
 Tmax 

6
6
 T  6

 0,9T 
 0,7T 
= 60.1  ÷ 0, 2 + 
0,5
+
0,3
 .902,7.16000
÷

÷
 T 
 T 
 T 

= 434175764,2 (chu k×)

N FE2 =

N FE1
u

Nguyễn Thế Dân
2003130078

=

434175764, 2
= 125484324,9 (chu k×)
3, 46

Page 25