DAMH_chi tiet may_pdf

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH - TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ - BỘ MƠN THIẾT KẾ MÁY
ooOoo

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

SV THỰC HIỆN: BÙI QUỐC PHƯƠNG
MSSV:
1519026
LỚP:
CK15LTH
GV HƯỚNG DẪN: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

NĂM 2015


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

MỤC LỤC
Lời nói đầu.................................................................................................................................................... 2
I. TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG ................................................................................. 4
II. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN...................................................... 6
III. TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ................................................................10
1. Tính tốn bộ truyền đai thang ...................................................................................................14
2. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép.....................................................................15
3. Tính bộ truyền bánh răng cơn ................................................................................................15
4. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên ...........................................................................15
5. Tính tốn thiết kế trục và then ..................................................................................................13

6. Chọn ổ lăn.......................................................................................................................................21
7. Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ.........................................................................................40
8. Chọn dầu bôi trơn và bảng dung sai lắp ghép ........................................................................53
Tài liệu tham khảo ........................................................................................................................................

BÙI QUỐC PHƯƠNG

2


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

LỜI NĨI ĐẦU
Trong cuộc sống hằng ngày, chúng ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp
nơi, có thể nói nó đóng vai trị nhất định trong đời sống cũng như trong sản xuất. Và đồ
án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp sinh viên chúng ta bước đầu làm quen với
những hệ thống truyền động này.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một mơn học khơng thể thiếu trong
chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến thức cơ sở về
kết cấu máy. Đồng thời, môn học này cịn giúp sinh viên hệ thống hóa kiến thức các môn
đã học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Vẽ cơ khí từ đó cho ta một
cái nhìn tổng quan hơn về thiết kế cơ khí. Thêm vào đó, trong q trình thực hiện sẽ giúp sinh
viên bổ sung và hoàn thiện các kỹ năng vẽ AutoCad, điều này rất cần thiết đối với một kỹ
sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Phan Đình Huấn đã tận tình hướng dẫn, cảm ơn
các thầy cơ và bạn bè trong khoa Cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực
hiện.
Sinh viên thực hiện

Bùi Quốc Phương

BÙI QUỐC PHƯƠNG

3


DAMH – CHI TIẾT MÁY

I.

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG.
1. Hệ thống dẫn động băng chuyền.

3

4
1
5
2
2. Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm:

1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
2- Bộ truyền đai
3- Hộp giảm tốc bánh răng hai cấp côn trụ
4- Nối trục đàn hồi
5- Băng tải
3. Sơ đồ tải trọng.

T
T1
T2

t1
BÙI QUỐC PHƯƠNG

t2

t
4


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

4. Các số liệu thiết kết.
 Lực vòng trên băng tải: F = 7500 N
 Vận tốc băng tải: v = 1.5 m/s
 Đường kính tang dẫn: D = 200 mm
 Thời gian phục vụ: L = 5 năm (Kng = 300 ngày/năm, 2 ca/ngày)

 Chế độ tải: T1 = T ; T2 =0,8T, t1 =27s ; t2 = 17s
 Quay 1 chiều, va đập nhẹ.
5. Đặt điểm của hộp giảm tốc côn – trụ.
 Ưu điểm:
Truyền momen xoắn và chuyển động quay giữa các trục giao nhau.
Chịu tải lớn.

 Nhược điểm:
Giá thành đắt (phải có dao, máy chuyên dung để gia cơng), khó chế tạo do địi hỏi
khắt khe về dung sai, góc kích thước giữa 2 trục.
Khó lắp ráp vì bộ răng côn rất nhạy với sự không trùng đỉnh của các con lăn do sai
số chẹ tạo và lắp ghép, do biến dạng của trục khi chịu tải và biến dạng của nhiệt.
Khối lượng và kích thước lớn hơn so với hộp giảm tốc bánh răng trụ.

BÙI QUỐC PHƯƠNG

5


DAMH – CHI TIẾT MÁY

II.

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1. Chọn động cơ
 Công suất cần thiết trên trục băng tải.
Plv = Pbt =

𝐹.𝑣

=

1000

7500.1,5
1000

= 11,15 kW

 Moment xoắn tác dụng lên trục tang quay của băng tải.
Tbt =

𝐹.𝐷
2

=

7500.200
2

= 750000 Nmm.

 Hệ dẫn động làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ. Do đó cơng suất tính tốn Pt
sẽ được tính bởi công suất tương đương Ptđ.

Pyc = Pt/𝜂, Pt = Plv. Ktđ
 Hệ số tương đương quy đổi từ công suất công tác và công suất tương đương.
2

Ktđ =√

𝑇𝑖
∑𝑛
) .𝑡𝑖

𝑖=1(𝑇
𝑚𝑎𝑥
∑𝑛
𝑖=1 𝑡𝑖

2

𝑇

=√

𝑡1 + (𝑇2 ) .𝑡2
1

𝑡1 + 𝑡2

=√

27+ 0.82 .17
27 + 17

= 0,92785

Pt = Plv. Ktđ = 11.25. 0,92785 = 10.4383 kW
 𝜂 = 𝜂𝑏𝑟1 . 𝜂𝑏𝑟2. 𝜂𝑜𝑙 4 . 𝜂𝑛 . 𝜂𝑘𝑛
Với

Bánh răng côn:

𝜂𝑏𝑟1 = 0.96

Bánh răng trụ:

𝜂𝑏𝑟2 = 0,97

Đai thang:

𝜂𝑛 = 0.96

Ổ lăn:

𝜂𝑜𝑙 = 0.99

Khớp nối:

𝜂𝑘𝑛 = 0.99



𝜂 = 0,96.0,97. 0.994.0,96.0.99 = 0.85



Pyc = Pt/𝜂 = 10.4383/0.85 = 12.28 kW

 Số vòng quay trên trục tang dẫn:

𝑣=

𝜋.𝐷.𝑛

60000

BÙI QUỐC PHƯƠNG

⇒ 𝑛=

𝑣.60000
𝜋.𝐷

=

1,5.60000
𝜋.200

= 143.24 m/s

6


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

 Tỉ số truyền sơ bộ:

usb = uhgt.un
Chọn uhgt = 6, un = 1,5
 usb = 6.1,5 = 9
 Số vòng quay sơ bộ:
nsb = usb.n = 9.143,24 = 1289,16 v/p

 Điều kiện chọn động cơ
o

Pđc ≥ Pct

o

nđb ≥ nsb

Dựa vào bảng phụ lục P 1.3 để chọn động cơ:
Kiểu động

Công suất Số vòng

cơ

P

Cos𝜑

𝜂%

Tmm/T

Tk/Tdn

0.88

89

2,2

1,4

quay n

4A160S4Y3 15kW

1460

2. Phân bố tỉ số truyền.
2.1. Tỉ số truyền chung:
uch =

𝑛đ𝑐
𝑛𝑐𝑡

=

1460
143,3

= 10,19

uch = uhgt.un , chọn trước tỉ số truyền đai un = 1,5
 uhgt = 6,79
 Xác định u1, u2 với:
o u1 là tỉ số truyền của cắp bánh răng côn.
o u2 là tỉ số truyền của cắp bánh răng trụ.
Theo công thức 3.15:

𝜆𝑘 =

2,25. 𝜓𝑏𝑑2 [𝐾02 ]
= 14,2
(1 − 𝐾𝑏𝑒 ). [𝐾01 ]

Chọn 𝜓𝑏𝑑2 = 1.2 , 𝐾𝑏𝑒 = 0.25, [𝐾01 ] ≈ [𝐾02 ], 𝐶𝐾 = 1.1 .
BÙI QUỐC PHƯƠNG

7


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

2,25.1,25

 𝜆𝑘 = (1−0.25)0.25 = 12
 𝜆𝑘 . 𝐶𝐾 3 = 19,965
Dựa vào hình 3.21 chọn
o u1 = 3
o u2 = 2,26

2.2.

Tính tốn hệ dẫn động.

2.2.1. Tính cơng suất trên các trục.
 Công suất trên trục làm việc:

Plv =

 Công suất trên trục III:

PIII =

 Công suất trên trục II:

PII =

 Công suất trên trục I:

PI =

 Công suất trên trục động cơ:

Pđc =

𝐹𝑡 .𝑣
1000

= 11,25 kW.

𝑃𝑙𝑣
𝜂𝑘𝑛 .𝜂𝑜𝑙

= 11,478 kW.

𝑃3

𝜂𝑏𝑟2 .𝜂𝑜𝑙 2
𝑃2
𝜂𝑏𝑟1 .𝜂𝑜𝑙
𝑃1
𝜂𝑛

= 12,073 kW.

= 12,703 kW.

= 13,233 kW.

2.2.2. Tính số vịng quay trên các trục:
 nđc = 1460 v/phút
 nI =

𝑛đ𝑐

 nII =

𝑛𝐼

𝑢𝑛

 nIII =

𝑛1

=

𝑛𝐼𝐼
𝑛2

1460

=

1,5

= 973,33 v/phút

973,33

=

3

= 324,44 v/phút

324,44
2,26

= 143,55 v/phút

2.2.3. Moment xoắn:
𝑃đ𝑐

 Tđc = 9,55.106.

𝑛đ𝑐

 TI = 9,55.106.
BÙI QUỐC PHƯƠNG

𝑃𝐼
𝑛𝐼

= kW

= 82807,95 kW
8


DAMH – CHI TIẾT MÁY

𝑃𝐼𝐼

 TII = 9,55.106.

𝑛𝐼𝐼

 TIII = 9,55.106.

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

= 2872590,013 kW

𝑃𝐼𝐼𝐼
𝑛𝐼𝐼𝐼

𝑃𝑙𝑣

 Tlv = 9,55.106.

𝑛𝐼𝐼𝐼

Trục
Thơng số
Số vòng quay, vg/ph

= 764687,54 kW
= 749497,72 kW

Động cơ

Trục I

Trục II

Trục III

1460

973,33

324,44

143,55

Tỉ số truyền, u

Công suất, kW
Moment xoắn, Nmm

BÙI QUỐC PHƯƠNG

1,5
13,233
86558

3

2,26

Công tác
143,55
1

12,703

12,073

11,478

124641

355372

763600

11,25

748693

9


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY.

III.
1.

Truyền động đai thang.

1.1. Chọn đai thang.
Chọn bộ truyền động đai hẹp vì có khả năng tải lớn hơn đai thang thường, giảm
chi phí vật liệu làm đai và bánh đai.
 Dựa vào bảng 4.13 chọn:
đai B có: bt = 19, b = 22, h = 13,5, y0 = 4,8, A = 230 mm2.
d1 = 250 mm ⇒ d2 = 375 mm
𝑣 1=

𝜋𝑑1 𝑛
60000

= 19,11 m/s

 Khoảng cách trục a (dựa vào bảng 4.14): a = 1000 mm

 Chiều dài đai:
L = 2a +

𝜋(𝑑1 + 𝑑2 )
2

+

(𝑑2 − 𝑑1 )2
4𝑎

= 2.1000 +

𝜋(250+ 375)
2

+

(375 − 250)2
4.1000

 L = 2985 mm
 L = 3150 mm
Số vòng quay của đai: i = v/L = 19,11 /3.15 = 6,067 s
Tính lại khoảng cách trục a:
a=

𝜆+ √𝜆2 −8Δ2
4

,𝜆=𝐿−

𝜋(𝑑1 + 𝑑2 )
2

,Δ=

𝑑2 − 𝑑1
2

a = 1082,32 mm
 Góc ơm đại 𝛼1 = 180 -

57 (𝑑2 − 𝑑1 )
1147,355

= 180 -

57 (360 − 180)
1147,355

= 173,420

 Xác định số đai: z = PlKđ/([P0]𝐶𝛼 𝐶𝑙 𝐶𝑢 𝐶𝑧 )
Công suất trên trục bánh đai chủ động: Pl = 13,233 kW
Công suất cho phép: [P0] = 9
Hê số tải trọng động: Kđ = 1,1
Hệ số ảnh hưởng của góc ơm đai: 𝐶𝛼 = 0,98354
Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai: 𝐶𝑙 = 1
Hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền: 𝐶𝑢 = 1,13

Hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng trong các dây đai: 𝐶𝑧 = 0.98
BÙI QUỐC PHƯƠNG

10


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

 z = 1,6 , chọn z = 2.
 Chiều rộng bánh đai: B = (z – 1).t + 2e = (2 – 1).25,5 + 2.17 = 59,5 mm
 Đường kính ngồi bánh đai: da1 = d1 + 2h0 = 250 + 2.5,7 = 261,4 mm
da2 = d2 + 2h0 = 375 + 2.5,7 = 368,4 mm
1.2. Xác định lưc căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục:
 Xác định lực căng trên 1 đai ban đầu.
F0 = 780.P1. Kđ/(v.𝐶𝛼 .z) + Fv
Fv = qm.v2 = 0,3. 19,112 = 109,56 N
 F0 = 780.13,233.1,1/(19,11.0,98354.2) + 109,56 = 411,6 N
 Lực tác dụng lên trục:
Fr = 2. F0.sin(𝛼1 /2) = 2. 411,6.sin(173,42/2) = 881,74 N
2.

Tính tốn các bộ truyền trong hộp giảm tốc.
Số liệu đầu vào:
PI = 12,703 kW, PII = 12,073 kW,
nI = 1465 v/phút, nII = 401,37 v/phút
uhgt = 10,22, u1 = 3,65, u2 = 2,8

2.1. Chọn vật liệu:

Do khơng có u cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,
ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
Do khơng có u cầu gì đặc biệt nên theo 6.1 (tr92 TK1)
Bánh nhỏ: thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285
Có  b1=850 Mpa

 ch1=580 Mpa

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192…240
Có  b1=750 Mpa

 ch1=450 Mpa

2.2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2(tr94 TK1) với thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB=180…350
Ta có:
BÙI QUỐC PHƯƠNG

11


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

 H0 lim  2 HB  70
 H  1 .1

 F0 lim  1.8HB

 F  1.75
Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB1 =245
Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB2 =230
Khi đó
 H0 lim 1  2.245  70  560 Mpa

 F lim 1  1,8.245  441Mpa

 H0 lim 2  2.230  70  530 Mpa

 F lim 2  1,8.230  414 Mpa

 H0 lim &  F0 lim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với số chu kì cơ sở
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NHO1=30.HB2.4 =30.2452.4 =1,6.107
NHO2=30.HB2.4 =30.2302.4 =1,39.107
 Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
3

𝑇
𝑡
 T  t
NHE =60c.   i  . i = 60c.Lh.n.∑𝑛
[( 𝑖 )3 . ∑ 𝑖 ]
𝑛=1
𝑇𝑚𝑎𝑥
𝑡𝑖
 Tmax   t i

Với: c = 1, Lh = 5.300.16 = 24000 h,
27

17

 NHE = 60.1.24000.1465.( + 0.83 )
44
44
NHE =1,81617.109 ≥ NHO
 NHE2 = NHE/u1 = 1,81617.106/3.65 = 4,97581.108
6

𝑇
𝑡
 T  t
NFE =60c.   i  . i = 60c.Lh.n.∑𝑛
[( 𝑖 )6 . ∑ 𝑖 ]
𝑛=1
𝑇𝑚𝑎𝑥
𝑡𝑖
 Tmax   t i

Với: c = 1, Lh = 5.300.16 = 24000 h,
 NFE = 60.1.24000. 1465.(
BÙI QUỐC PHƯƠNG

27
44

+

17
44

0.86 )
12


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

NFE = 1,50819.109 ≥ NHO
 NFE2 = NFE/u1 = 1,50819.106/3.65 = 4.13203.108
Vì NHE > NHO; NFE > NFO nên KHL = KFL =1
Chọn sơ bộ ZR ZV ZxH = 1, YR.YS.KxF = 1
 [  H1]=  oHlim1.0,9.KHL1/  H = 560.0,9/1.1= 458,18 Mpa
[  H2]=  oHlim2. 0,9KHL2/  H = 530.0,9/1.1= 433,63 Mpa
Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng và NHE1 > NHO1 => KHL=1
 [  H] = min([  H1]; [  H2])= [  H2] = 433,63 Mpa
Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng
 [  H]=1/2.([  H1]; [  H2])=( 458,18 + 433,63)/2 = 445,905 Mpa < 1,25.[  H2]
Ứng suất uốn cho phép.
Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NFO=4.106 với mọi loại thép
NFE2 > NFO => KFL2=1
Do u2<u1 => NFE2< NFE1 => NFE1> NFO =>KFL1=1
ứng uốn cho phép :
SF là hệ số an tồn khi tính về uốn. Theo bảng 6.2[1]/92: SF =1,75

YR là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
KXF là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
chọn sơ bộ YR.YS.KxF=1
[  F]=  oFlim.KFC.KFL/SF
với KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
do tải quay 1 chiều nên KFC=1
[  F1] = 441.1.1/1,75=252 Mpa
[  F2] = 414.1.1/1,75=236.5 Mpa
Ứng suất quá tải cho phép
[  H]max =2.8min (  ch1;  ch2)=2.8  ch2=2,8.450=1260 Mpa
[  F1]max=0.8  ch1=0,8.580=464 Mpa
[  F2]max=0.8  ch2=0,8.450=360 Mpa

BÙI QUỐC PHƯƠNG

13


DAMH – CHI TIẾT MÁY

3.
3.1.

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

Tính bộ truyền bánh răng cơn thẳng.
Xác định chiều dài cơn ngồi
Cơng thức thiết kế
Theo CT6.52a[1]/110:

Re = KR.√𝑢 2 + 1. √

𝑇1 𝐾𝐻𝛽
(1−𝐾𝑏𝑒 )𝐾𝑏𝑒 𝑢[𝜎]2

Trong đó:
 KR là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền động
bánh răng cơn răng thẳng có: KR = 0,5.Kd =0,5.100=50 (MPa1/3)
 𝐾𝐻𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
 𝐾𝑏𝑒 là hệ số chiều rộng vành răng:
u1 = 3 ,chọn 𝐾𝑏𝑒 = 0,25 =>

K be .u1
0,25.3

 0.428
2  K be 2  0,25

Theo bảng 6.21[1]/111, trục lắp trên ổ đũa , ta có: 𝐾𝐻𝛽 = 1,08
Re = 50 32  1 . 3
3.2.

124641 .1,08
= 171,35 mm
1  0,25.0,25.3.433,63 2

Xác định các thông số ăn khớp:
 Số răng bánh nhỏ:
de1 = 2.Re/ 1  u12 =









2.171,35
1  32

 108,73 mm

tra bảng 6.22[1]/112
 Z1p=15. Với HB<350, Z1 = 1,6.Z1p= 1,6.19 = 30 răng
Đường kính trung bình và mơ đun trung bình
dm1 = (1-0.5Kbe).de1 = (1-0,5.0,25). 108,73 = 95,14 mm
mtm = dm1/Z1= 95,14 /30 = 3,17 mm
Xác định mô đun:
mte = mtm/(1-0.5Kbe)= 3,17/(1-0,5.0,25) = 3,62 mm
Theo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn mte = 4 mm, do đó:
Ta tính lại dm1 & mtm
mtm = mte.(1-0.5Kbe) = 4(1-0,5.0,25) = 3,5 mm
vậy Z1 = dm1/mtm = 95,14 /3.5 = 27,182
 lấy Z1=23 răng
Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia
Z2 = u.Z1 = 3.27 = 81 răng chọn Z2 = 81 răng
 1 = arctg(Z1/Z2) = arctg(27/81) = 18o26’5”
 2 =90o-  1 = 71o33’55”
Theo bảng 6.20[1]/110, chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,4, x2 = -0,4

Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
dm1=Z1.mtm=27.3,5 = 94,5 mm
dm2=Z2.mtm=81.3,5 = 283,5 mm

BÙI QUỐC PHƯƠNG

14


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

 Chiều dài cơn ngồi :
Re=0,5.mte. Z12  Z 22 =0,5.4. 27 2  812 = 170,76 mm

3.3.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo CT6.58[1]/113:
2𝑇1 𝐾𝐻 √𝑢2 +1

𝜎𝐻 = 𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀 √

2 𝑢
0.85𝑏𝑑𝑚1

≤ [𝜎]2 = [𝜎]𝑍𝑅 𝑍𝑉 𝑍𝑥𝐻

Trong đó:

 𝑍𝑀 là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1]/96: 𝑍𝑀 = 274 (Mpa1/3)
 𝑍𝐻 là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Do xt = x1 + x2 =0 và do  =0
Tra bảng 6.12[1]/104: 𝑍𝐻 =1,76
 𝑍𝜀 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
  hệ số trùng khớp ngang
  = [1,88-3,2(1/27+1/81)].cos  m = 1.72
Theo 6.59a[1]/113: 𝑍𝜀 = √

4−𝜀𝛼
3

= 0,87

 𝐾𝐻 là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114:
𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑉
o 𝐾𝐻𝛽 =1,14 (theo tính tốn phần trên)
o 𝐾𝐻𝛼 =1(bánh răng côn răng thẳng)
𝑣 𝑏𝑑
o 𝐾𝐻𝑉 =1+ 𝐻 𝑚1
2𝑇1 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼

Vận tốc vòng :
v = d m1

n1
793,33
= 3,92 m/s
 3,14.94,5 .

60000
60000

 Theo bảng 6.13[1]/106, chọn cấp chính xác 8.
 Theo (6.64)
 H   H .g 0 .v. d m1.

u1  1
u1

Với  H =0,006(tra bảng 6.15 trang107 TK1)
g0 = 56 (bảng 6.16)
3 1
  H  0,006 .61.6,17 . 94,5.
= 16,13
3
vậy

BÙI QUỐC PHƯƠNG

15


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

KHv=1+ H.b.

d m1

94,5
 1  16,13.42,69 .
= 1.2
2T1.K H .K H
2.124641 .1.1,14

Trong đó b = Kbe.Re = 0,25 . 170,76 = 42,69 mm
 KH=1,14.1. 1.2 = 1,368
Do đó ta có
 H  274.1,76.0,87. 2.124641 .1,369

32  1
0.85.42,69 .94,52.3

= 440,587 Mpa
Ta có
 [  H]’ = [  H]. ZvZRZxH = 433,6.1.1.1 = 433,6MPa
Trong đó : v = 3,92 m/s < 5m/s  Zv=1 hệ số ảnh hưởng của vận
tốc vòng; chọn cấp chính xác tiếp xúc 8, Ra = 0.63…1,25𝜇𝑚
 ZR=1; da <700mm  ZxH=1
 Như vậy  H’ < [  H] ,nhưng chênh lệch không nhiều
𝜎𝐻 −[𝜎𝐻 ]′
𝜎𝐻

3.4.

=

440,587−433,63
440,587

.100% = 1,5678%

Nên thỏa mãn
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo CT6.66[1]/114: 𝜎𝐹1

=

: 𝜎𝐹2

2𝑇1 𝐾𝐹 𝑌𝜀 𝑌𝛽 𝑌𝐹1
0,85𝑏𝑚𝑡𝑚 𝑑𝑚1
𝜎𝐹1 𝑌𝐹2

=

𝑌𝐹1

Trong đó:
o T1 là mômen xoắn trên bánh chủ động
o KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo CT6.67[1]/115:
𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼 𝐾𝐹𝑉
với 𝐾𝑏𝑒 =
tỉ số

𝑏
𝑅𝑒

𝐾𝑏𝑒 .𝑢1

2−𝐾𝑏𝑒

=

42,69
170,76

= 0,25

= 0,428

o Tra nội suy theo bảng 6.21 trang 113 TK1 ta có: 𝐾𝐹𝛽 = 1,15
o 𝐾𝐹𝛼 =1 (bánh răng thẳng)
𝐾𝐹𝑉 =1+

𝑣𝐹 𝑏𝑑𝑚1

2𝑇1 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼

(CT6.68[1]/115) với  F   H .g 0 .v. d m1.

u1  1
u1

(6.68a)
Tra bảng 6.15[trang 107 TK1] :  F  0,016
6.16[trang 107 TK1] : 61
94,5.(3+1)

𝑣𝐹 = 0,016.61.3,92√

BÙI QUỐC PHƯƠNG

3

= 42,98
16


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

KFV = 1,6 , KF = 1,846
Theo trên ta có 𝜀𝛼 = 1,72 → 𝑌𝜀 = 0,87
o 𝑌𝛽 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng 𝑌𝛽 =1
o YF1, YF2 là hệ số dạng răng
Với Zv1 =Z1/cos 1 =27/cos(𝜎1 ) = 28,46 răng
Zv2 =Z2/cos  2 =81/ cos(𝜎1 ) = 256,21 răng
Và x1=0,4, x2=-0,4
Tra bảng 6.18[1]/107=> YF1 = 3,45; YF2 = 4,14
Thay số 𝜎𝐹1 = 115,13 MPa   F 1   252Mpa

𝜎𝐹2 = 138,15 MPa

Ta thấy  F 1   F 1  và  F 2   F 2 
Như vậy độ bền uốn được đảm bảo.

BÙI QUỐC PHƯƠNG

17

DAMH – CHI TIẾT MÁY

3.5.

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

Tính các thơng số của bộ truyền.
Thơng số

Ký hiệu

Cơng thức tính

Kết quả

Chiều dài cơn ngồi

Re

Re = 0,5mte Z12  Z 22

170,76 mm

Chiều rộng vành răng

b

b = KbeRe

42,69 mm

Chiều dài cơng trung
bình

Rm

Rm = Re – 0,5b

149,42 mm

Modun vịng trung bình

mtm

mtm = mte.Rm/Re

3,5 mm

Modun vịng ngồi

mte

mte = mtm/(1-0.5Kbe)

4 mm

Modun pháp trung bình

mnm

mnm = (mteRm/Re)cosm

3,5 mm

1

1 = arctg(Z1/Z2 )

1826’5”

2

2 = 90 - 1

7133’55”

Đường kính chia ngoài

de1 ; de2

de1 = mteZ1 ; de2 =mteZ2

108 ; 324 mm

Đường kính trung bình

dm1 ;
dm2

dm1(2) = (1-0,5b/Re)de1(2)

94,5;283,5 mm

Góc chia cơn

he=2hte.mte + c

Chiều cao răng ngoài

he

Chiều cao đầu răng ngoài

hae

với c=0,2mte ; hte = cosm

8,8 mm

hae1 = (hte +xn1.cos)mte

5,4 mm

hae2 = 2hte.mte – hae1

2,6 mm

hfe1; hfe2

hfe1(2) = he – hae1(2)

3,4 ; 6,2 mm

dae1 ;
dae2

dae1(2) = de1(2) +
2hae1(2).cos1(2)

118,25; 325,64
mm

Góc chân răng

F1; F2

F1(2)=arctg(hfe1(2))/Re

0,43 ; 0,47

Góc cơn đỉnh răng

a1 ; a2

a1(2) = 1(2)+ F1(2)

18,86 ; 71,9

Góc cơn đáy

f1 ; f2

f1(2) = 1(2)- F1(2)

18,004 ; 71,095

Số răng của các bánh

Z1 ; Z 2

Z1 = dm1/mtn ; Z2 = u.Z1

27 ; 81 răng

Hệ số dịch chỉnh

x1 ; x2

Chiều cao chân răng
ngồi
Đường kính đỉnh răng
ngồi

BÙI QUỐC PHƯƠNG

0,4 ; -0,4

18

DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

4.

Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

4.1.

Chọn vật liệu.
Do khơng có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp nhanh.

4.2.

Xác định các thông số bộ truyền
3

 Theo CT6.15a[1]/94: 𝑎𝑤 = 𝐾𝑎 (𝑢2 + 1)√

𝑇2 𝐾𝐻𝛽
[𝜎ℎ ]2 𝑢2 𝜓𝑏𝑎

Trong đó:
o Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5[TK1]/94 được Ka = 43(MPa)1/3 do răng nghiêng
o T2 là mô men xoắn trên bánh chủ động, T2 = 147722,6 Nmm

o Theo bảng 6.6 [TK1]/95 chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,25 (bộ truyền không đối xứng)
Theo bảng 6.16[TK1]/95: 𝜓𝑏𝑑 = 0.53𝜓𝑏𝑎 (𝑢2 + 1) = 0,43
o Theo bảng 6.7[TK1]/96: theo sơ đồ 5 𝐾𝐻𝛽 =1,04 tra theo truy hồi
Thay số ta có:
3

𝑎𝑤 = 43(2,26 + 1)√

355372.1,04
433,632 .2,26.0,43

= 177,27

Lấy sơ bộ 𝑎𝑤 = 200 (mm)
 Xác định các thông số ăn khớp:
Theo CT 6.17 [1]/97:
m = (0,01 ~ 0,02) 𝑎𝑤 = 2 ~ 4
Theo bảng tiêu chuẩn 6.8 chọn m = 3(mm)
Chọn sơ bộ   100 , do đó cos  =0,9848.
Theo CT6.31[1] số răng bánh nhỏ:
Z1 =

2𝑎𝑤 𝑐𝑜𝑠𝛽
𝑚(𝑢2 +1)

= 40,27. Lấy Z1 = 40 răng

Số răng bánh lớn : Z2 = uZ1 = 2,26.40 = 90,4. Lấy Z2 = 90 răng
Tỉ số truyền thực : um = Z2/Z1 = 90/40 = 2,25
𝑚(𝑍1 + 𝑍2 )

3. (48 + 90)
𝑐𝑜𝑠𝛽 =
=
= 0,975
2𝑎𝑤
2.200
Đường kính vịng chia:
d1 = m.Z1/cos𝛽 = 3.40/0,975 = 123,1 mm
d2 = m.Z2/cos𝛽 = 3.90/0,975 = 276,9 mm
Chiều rộng vành răng : 𝑏𝑤 = 𝜓𝑏𝑎 . 𝑎𝑤 = 0,25.200 = 50 mm
Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m = 123,1 + 2.3 = 129,1 mm
da2 = d2 + 2m = 276,9 + 2.3 = 282,9 mm
-Đường kính đáy răng:
df1 = d1 + 0,5m = 123,1 + 2,5.3 = 115,6
BÙI QUỐC PHƯƠNG

19


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

df2 = d2 + 0,5m = 276,9 + 2,5.3 = 269,4
4.3.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
2𝑇2 𝐾𝐻 √𝑢2 2 +1

𝜎𝐻 = 𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀 √

2 𝑢
𝑏𝑤 𝑑𝑤2
2

Trong đó:
o ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1]/94: ZM = 274(Mpa1/3)
o ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
2𝑐𝑜𝑠𝛽

√𝑠𝑖𝑛2𝛼 𝑏

Theo CT6.34[1]: 𝑍𝐻 =

𝑡𝑤

Theo CT6.35[1]: tan 𝛽𝑏 = 𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡 tan 𝛽 = cos(20,47). tan(12,84)

𝛽𝑏 = 12,02𝑜
𝑡𝑎𝑛𝛼
𝑡𝑎𝑛20
) = arctan (
) = 20,47𝑜
Với 𝛼𝑡 = 𝛼𝑡𝑤 = arctan (
𝑐𝑜𝑠𝛽
0,975
𝑜

√2 cos(12,02 ) /sin(2. 20,47𝑜 ) =

Do đó : 𝑍𝐻 =
o 𝑍𝜀 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Theo 6.37[1]/103, hệ số trùng khớp d

𝜀𝛽 =

𝑏𝑤 sin 𝛽
𝑚.𝜋

50.sin(12,02𝑜 )

=

3.3,14

1,73

= 1,105 > 1

1
1
1
1
𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2 ( + )] 𝑐𝑜𝑠𝛽 = [1,88 − 3,2 ( + )] 0,975 = 1,72
𝑍1 𝑍1
40 90

o

1

1

𝑍𝜀 = √ = √
= 0,762
𝜀
1,72
𝛼

KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114:
𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑉
𝐾𝐻𝛽 =1,04 ( tính ở trên)
𝐾𝐻𝛼 :đường kính vòng lăn bánh nhỏ
2𝑎𝑤
2.200
𝑑𝑤2 =
=
= 122,7 mm
𝑢2 +1

2,26+1

Vận tốc vòng :
𝜋𝑑 𝑛
3,14.122,7.324,44
𝑣 = 𝑤2 2 =
= 2,083 m/s
60000

60000
V < 4m/s, tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác động học là 9
 𝐾𝐻𝛼 = 1,13
+ 𝐾𝐻𝑉 = 1 +

𝑣𝐻 𝑏𝑤 𝑑𝑤1

2𝑇2 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼
𝑎𝑤

Với 𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 𝑔0 𝑣 √

𝑢2

Tra bảng 6.15[TK1]/105 =>
𝛿𝐻 = 0,002
6.16
=> 𝑔0 = 73

BÙI QUỐC PHƯƠNG

20


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

200
= 2,86

2,26
2,86.50.122,7
=1+
= 1,0021
2.355372.1,04.1,13

𝑣𝐻 = 0,002.73.1,667√
𝐾 𝐻𝑉

KH = 1,04.1,13.1,021 = 1,2
Thay số : 𝜎𝐻 = 274.1,73.0,762√

2.355372.1,193.√2,262 +1
50.122,72 .2,26

= 402,05 (Mpa)

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo CT6.1
với v = 2,083m/s < 5m/s => Zv = 1
Với cấp chính xác động học là 9 Ra: 2.5…1.25 nên => ZR = 0,95, KxH = 1
do đó:
[𝜎𝐻 ]′ = [𝜎𝐻 ]𝑍𝑉 𝑍𝑅 𝑍𝑥𝐻 = 445,9.1.0,95.1 = 423,6 MPa

4.4.

ta có 𝜎𝐻 < [𝜎𝐻 ]′
Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo.
Vậy ta chọn bw = 50 mm
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
2𝑇 𝐾 𝑌 𝑌

𝜎𝐹1 = 2 𝐹 𝜀 𝐹1 ≤ [𝜎𝐹1 ] (6.43)
𝜎𝐹2 =

𝑏𝑤 𝑑𝑤1 .𝑚
𝜎𝐹1 𝑌𝐹2
𝑌𝐹1

≤ [𝜎𝐹2 ]

(6.44)

Trong đó:
Theo bảng 6.7 với Ψ𝑏𝑑 = 1,08 ta có 𝐾𝐹𝛽 = 1,1
Với v = 2,083 m/s < 2,5 m/s
Tra bảng 6.14[1], cấp chính xác 9 thì 𝐾𝐹𝛼 = 1,37
Tra bảng 6.15 => 𝛿𝐹 = 0,006
6.16 => g0 = 73
𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 𝑔0 𝑣 √
𝐾𝐹𝑉 = 1 +

𝑎𝑤
𝑢2

200

= 0,006.73.2,083. √

𝑣𝐹 𝑏𝑤 𝑑𝑤1
2𝑇2 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼

2,26

= 8,58

= 1,052

𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼 𝐾𝐹𝑉 = 1,1.1,37.1,052 = 1,585
Với

𝜀𝛼 = 1,703 => 𝑌𝜀 =

1
1,703

= 0,581

𝛽 = 12.84𝑜 => 𝑌𝛽 = 0,908
Số răng tương đương :
Zv1 =Z1/cos3 𝛽 = 40/(cos12,84)3 = 43,16 răng
Zv2 =Z2/cos3 𝛽 = 90/(cos12,84)3 = 97,1 răng
Với Zv1 = 43,16 ,Zv2 = 97,1 và hệ số dịch chỉnh x1 = x2 =0, tra bảng 6.18 ta
có YF1 = 3,7, YF2 = 3,6
Ứng suất uốn :
2.355372.1,585.0,521.3,7
𝜎𝐹1 =
= 131,578 𝑀𝑃𝑎
50.122,7.3
BÙI QUỐC PHƯƠNG

21

DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

126,31.3,6
= 128,022 𝑀𝑃𝑎
3,7
Vậy độ bền uốn được thỏa mãn.
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=1,5
Theo CT6.48[1]/108:
𝜎𝐹2 =

4.5.

𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻 . √𝑘𝑞𝑡 = 402,05. √1,5 = 492,4 𝑀𝑝𝑎 ≤ [𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 ]
Theo CT6.49[1]/108:
𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 . 𝑘𝑞𝑡 = 131,578.1,5 = 197,367 𝑀𝑝𝑎 ≤ [𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 ]
𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 . 𝑘𝑞𝑡 = 128,022.1,5 = 192,033 𝑀𝑝𝑎 ≤ [𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 ]
Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.
4.6.

Các thơng số và kích thước bộ truyền
Thơng số
Khoảng cách trục
Mơđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền

Góc nghiêng của răng

Kết quả
aw = 200 mm
m = 3 mm
bw = 50 mm
u2 = 2,25
β = 12,84 0

Số răng bánh răng

Z1 = 40 , Z2 = 90

Hệ số dịch chỉnh

x1 = x2 = 0

Đường kính chia

d1 = 123,1 mm ; d2 = 276,9 mm

Đường kính đỉnh răng

da1 = 129,1 mm; da2 = 282,9 mm

Đường kính đáy răng

df1 = 115,6 mm; df2 = 269,4 mm

BÙI QUỐC PHƯƠNG

22


BÙI QUỐC PHƯƠNG
6,75

hmax=31dae2=108.54

hmin=de2/2-b*cos(90-71,56)=324/2-42,69*cos(18,44)=121,5

1
3da2=94,3

72°

b=42.69

hmin=121.5

de2=324

4.7.

d2=276,9

da2=282,9

DAMH – CHI TIẾT MÁY
GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

Điều kiện bôi trơn

23


DAMH – CHI TIẾT MÁY

5.
5.1.

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

Tính tốn trục và then.
Chỉ tiêu tính tốn
Do khơng có u cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45.
Ứng suất xoắn cho phép:

[τ]= (15÷30) (MPa)

Các trị số ứng suất cho phép nên lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm
tốc, trị số lớn đối với trục ra.
Đối với động cơ 4A160S4Y3 tra phụ lục P1.7 ta có dđc = 48 (mm)
Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ
thì đường kính này tối thiểu phải bằng (0,8...1,2)dđc
5.2. Trình tự thiết kế
5.2.1. Xác định sơ bộ đường kính trục
Ta chọn đường kính sơ bộ theo công thức:
3

𝑑≥ √

𝑇
0,2. [𝜏]

Suy ra:
𝑑𝐼

𝑇
≥ √0,2.𝐼[𝜏] = √124641
= 34, 63 (mm)
0,2.15
3

3

Chọn dI = 35 (mm), b01 = 21 (mm)
𝑑𝐼𝐼

𝑇
≥ √0,2.𝐼𝐼[𝜏] = √355372
= 44,62 (mm)
0,2.20
3

3

Chọn dII = 45 (mm), b02 = 25 (mm)
𝑑𝐼𝐼𝐼

𝑇
≥ √0.2𝐼𝐼𝐼[𝜏] = √763600
= 50,3 (mm)
0,2.30
3

3

Chọn dIII = 55 (mm), b023 = 29 (mm)

BÙI QUỐC PHƯƠNG

24


DAMH – CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS PHAN ĐÌNH HUẤN

5.2.2. Bản vẻ phác thảo hộp giảm tốc

BÙI QUỐC PHƯƠNG

25