đồ án nguyên lí chi tiết máy

Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến
LỜI CẢM ƠN

Ngành cơ khí là một ngành ra đời sớm so với các ngành khác
,nó được xem là ông tổ của nền công nghiệp .Ngày nay nó đóng vai
trị rất quan trọng trong tiến trình cơng nghiệp hóa ,hiện đại hóa của
đất nước ta nói riêng và trên thế giới nói chung.
Lần đầu tiên thiết kế các chi tiết máy và bộ phận máy, đây là một công
việc hồn tồn mới mẻ địi hỏi người thực hiện phải vận dụng những
kiến thức đã và đang học vào thực tế. Công việc này đã đem lại những
giá trị bổ ích cho các sinh viên, riêng em qua đồ án này em đã rút ra
được nhiều kinh nghiệm và bài học quý giá. Em chân thành cảm ơn
đến ThS Nguyễn Hoàng Châu là giảng viên hướng dẫn em thực hiện
đồ án này. về những đóng góp quý báu trong quá trình em thực hiện
đồ án .Ngồi ra, để hồn thành được đồ án này em có tham khảo một
số sách như Chi tiết máy của Nguyễn Trọng Hiệp , Tính tốn thiết kế
hệ thống dẫn động cơ khí của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển tập I và II
cùng nhiều tài liệu khác lưu hành nội bộ trường Đại học Sư phạm Kỹ
Thuật Tp. Hồ Chí Minh như Dung sai kỹ thuật đo, Vật liệu học, Sức
bền vật liệu,... Rất mong được sự đóng góp ý kiến của thầy để việc
học của em ngày một tốt hơn.Chân thành cảm ơn !

1


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến

Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN:
I.

Số liệu đầu vào :
a)

Sơ đồ hệ thống & Sơ đồ tải trọng :

Gồm
Động cơ điện
Nối trục đàn hồi
Hộp giảm tốc bánh trụ rang nghiêng

1.
2.
3.

H01 : Sơ đồ dẫn động
b)

H01 : Sơ đồ tải trọng

Số liệu đầu vào tính toán :
Đề số 2 – phương án 24 ;
Số liệu thiết kế :
• Lực vịng trên bang tải (F) : 4500 (N)
• Vận tốc tang tải : 1.3 (m/s)
• Đường kính tang tải (D) : 400 (mm)
• Số năm làm việc : 6 (năm)

II.

Chọn động cơ :
2


Đồ án Ngun lí – chi tiết máy

a.

Tính cơng suất trên trục công tác :
Ti

Pct = Plv

∑(T ) t

Với :

2

i

∑t

Plv =

b.

GVHD : Đỗ Văn Hiến

12 × 0.7 + 0.82 × 0.3
= 5.525 ( KW )
0.7 + 0.3

= 5.85 ×

i

Flv × v 4500 × 1.3
=
= 5.85(K W)
1000
1000

Tính hiệu suất của hệ thống :

η = η01.η12 .η 23 .η34

Trong đó :
•

•

•

•

η01

η12

η 23

η34

: Hiệu suất từ trục động cơ qua trục 1 (

: Hiệu suất từ trục 1 qua trục 2 (

: Hiệu suất từ trục 2 qua trục 3(

η01 = η nt .ηol = 1× 0.995 = 0.995

η12 = ηbr .ηol = 0.995 × 0.98 = 0.9751

η23 = ηbr .ηol = 0.995 × 0.98 = 0.9751

: Hiệu suất từ trục 3 qua trục 4 (

η34 = η x .ηol = 0.92 × 0.995 = 0.9154

)

)

)

)

Tra tài liệu [trang 19, tài liệu 1], ta có :
•

ηbr = 0.98 ;η x = 0.92 ;ηol = 0.995;ηnt = 1.

Vậy hiệu suất hệ thống :
3


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến

η = 0.995 × 0.9751 × 0.9751 × 0.9154 = 0.87
c.

Công suất trên trục động cơ :
Pctdc =

d.

Pct 5.53
=
= 6.35(k W)
η 0.87

Tính số vịng quay sơ bộ :

Số vịng quay trên trục công tác (Tang tải) [1, trang 21] :

nlv =

6000v 6000 × 1.3
=
= 62.07(v/ ph)
πD
π × 400

Chọn sơ bộ tỉ số truyền :
Số vòng quay sơ bộ :

usb = uh × u x = 10 × 2.4 = 24

ndcsb = u sb × nlv = 24 × 62.07 = 1489.68 ( v / ph )

Suy ra : Chọn số vòng quay đồng bộ nđb = 1500 (v/ph)

e.

Chọn động cơ :
Kết quả chọn động cơ có :
Số hiệu động cơ : 4A132S4Y3
[1,bảng 1.3,237]
Công suất danh nghĩa : 7.5 (Kw)
[1,bảng 1.3,237]
Số vòng quay trục động cơ : 1455 (v/ph)
[1,bảng 1.3,237]
Đường kính trục động cơ : 38 (mm)
[1,bảng 1.7,242]
•

o
o
o
o

o

Tmm
= 2.0
Tdn

[1,bảng 1.3,237]

4


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

III.

GVHD : Đỗ Văn Hiến

Phân phối tỉ số truyền :
Trục số 0

Trục số 1
Trục số 2

Trục số 3

a.

ut =

b.

Trục số 4

Tính tỉ số truyền thực :
ndc
1455
=
= 23.44
nlv
62.07

Chọn và tính tỉ số truyền :

Chọn :

ung = u x = 2.4

Tỉ số truyền trong hợp giảm tốc :
U hgt = u12 × u23 = unh × uch =


•

23.44

= 9.77
2.4

Tính tỉ số truyền các cấp trong hợp giảm tốc :
Theo [1,trang 43],ta có :
unh= (1.2 ÷1.3)uch
Suy ra :

u12 = unh = 3.5
5


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến

U23 = uch = 2.8
•

Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền :

∆u =

c.

ut

=

23.44 − 2.4 × 3.5 × 2.8

23.44

= 0.34%

(thỏa đk)

Tính số vịng quay trên các trục :
•
•

Số vịng quay trên trục 1 :
n1 = nđc =1455 (v/ph) (do u01=1)
Số vịng quay trên trục 2 :
n2 =

•

•

n1 1455
=
= 415.7
u12
3.5

(v/ph)
Số vòng quay trên trục 3 :
n3 =

n2 415.7

=
= 148.47
u23
2.8

(v/ph)
Số vòng quay trên trục 4 (trục công tác):
n4 =

d.

ut − u pp

n3 148.7
=
= 61.86
u34
2.4

(v/ph)

Tính cơng suất trên các trục :
•

Cơng suất trên trục 3 :
P3 =

Plv
5.85
5.85

=
=
= 6.39(kW)
η34 η x .ηol 0.92 × 0.995

• Cơng suất trên trục 2 :
P2 =

P3
6.39
6.39
=
=
= 6.55(kW)
η23 ηbr .ηol 0.98 × 0.995

6


Đồ án Ngun lí – chi tiết máy
•

GVHD : Đỗ Văn Hiến

Cơng suất trên trục 1 :
P1 =

•

P2

6.55
6.55
=
=
= 6.72(kW)
η12 ηbr .ηol 0.98 × 0.995

Cơng suất trên trục động cơ (trục 4):
Pdc =

e.

Tính moment trên các trục :
•

Moment trên trục động c :
Tdc =

ã

ã

9.55 ì 106 ì P2 9.55 ì 106 × 6.55
=
= 150475(N.mm)
n2
415.7

Moment trên trục 3 :
T3 =

•

9.55 ×106 × P1 9.55 × 106 × 6.72
=
= 44107(N.mm)
n1
1455

Moment trên trục 2 :
T2 =

ã

9.55 ì106 ì Pdc 9.55 ì106 ì 6.75
=
= 44304(N.mm)
ndc
1455

Moment trên trục 1 :
T1 =

9.55 × 106 × P3 9.55 × 106 × 6.39
=
= 411022(N.mm)
n3
148.47

Moment trên trục công tác :

Tlv =

f.

P1
6.72
6.72
=
=
= 6.75(kW)
η01 η nt .ηol 1× 0.995

9.55 × 106 × Plv 9.55 × 106 × 5.85
=
= 903128(N.mm)
nlv
61.86

Bảng đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động :

7


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến

Bảng 01: Đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động
Trục
Thông số

Công suất (kW)
Tỷ số truyền
Tốc đô quay (v/ph)
Moment xoắn (N.mm)

Động cơ

П

І

Ш

6.75
6.72
6.55
6.39
u01 =1
u12=3.5 u23=2.8
1455
1455
415.7
148.5
44304
44107 15047 411022
5

Công tác
5.85
u34 =2.4

61.86
903128

Phần 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:
I.

Số liệu đầu vào :
1. Các thơng số của bộ truyền :

P1 = 6.39(kW)

•

Cơng suất trên trục dẫn :

•

Số vịng quay trên trục dẫn :

•

Tỉ số truyền cho bộ truyền xích :

•

Moment xoắn trên trục dẫn :

n1 = 148.5(v/ ph)
u x = 2.4

T1 = 411022(N.mm)

2. Điều kiện làm việc của bộ truyền :
Tải trọng va đập nhẹ
Trục đĩa xích điều chỉnh được
Làm việc 2 ca
Mơi trường làm việc có bụi
Bơi trơn nhỏ giọt
Thiết kế bộ truyền xích :
1. Chọn loại xích : Xích ống con lăn
2. Chọn số răng đĩa xích :
•
•
•
•
•

II.

•
•

z1 = 29 − 2u = 29 − 2 × 2.4 = 24.2

Số răng đĩa xích bị dẫn :
⇒

z2 = 61 < zmax

(răng)

⇒

Chọn

z1 = 25 > zmin

z2 = u.z1 = 25 × 2.4 = 60

(răng)

(răng)
8


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy


GVHD : Đỗ Văn Hiến

Ta chọn z1, z2 là những số lẻ để ăn khớp với số mắt xích chẵn, khi đó khơng
phải làm mắc xích cong và xích mịn đều hơn.
3. Xác định bước xích :
•

k

Tính hệ số sử dụng điều kiện :[1,Bảng 5.6/82]

Hệ số Giá trị

Điều kiện làm việc của bộ truyền xích
k0
1.0
Bộ truyền đặc nằm ngang
ka

1.0

a = 40. p

k đc

1.0

Trục đĩa xích điều chỉnh được

kbt

1.3

kđ

1.3

Bơi trơn nhỏ giọt, mơi trường làm việc có
bụi
Tải trọng va đập

kc

1.25

Làm việc 2 ca

k = k0 .ka .kdc .kbt .kd .kc = 2.11

•

Hệ số răng

kz

:

kz =

•

Hệ số vịng quay
kn =

Với :

25 25
=
=1
k1 25
kn

:

n01
200
=
= 1.35
n1 148.5

n01 = 200(v/ ph)

[1,Bảng 5.5 trang 81]

•

Hệ số phân bố khơng đều tải trọng : Chọn xích 2 dãy

•

Cơng suất tính toán [1,trang 83]:

⇒ K d = 1.7

9


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến
Pt k .k z .k n .P3 2.11×1×1.35 × 6.39
=
=

= 10.71(kW)
kd
kd
1.7

Pd =

•

Chọn bước xích :

Theo bảng 5.5[1,trang 81], với
bước xích


p = 25.4(mm)

n01 = 200(v/ ph)

thỏa điều kiện độ bền mịn

p < 31.75

∆P =

.Chọn bộ truyền xích có

Pt ≤ [Pt ] = 11(kW)

[P]-P

× 100% = 2.6% < 10%
[P]

Thỏa điều kiện :
và
4. Xác định khoảng cách trục và số mắc xích :
•

Khoảng cách trục sơ bộ :

•

Xác định số mắc xích :

asb = 40 p = 1016(mm)

X=

2asb ( z1 + z2 ) p z2 − z1 2 2 ×1016 (25 + 61) 25.4 61 − 25 2
+
+
(
) =
+
+
(
) = 123.82
p
2
asb 2π

25.4
2
1016 2π

Chọn

•

X = 124

(mắt)

Tính lại khoảng cách trục :

2

2

z1 + z 2 )
z1 + z2 ) 
(
(
1 
 z2 − z1  
a= p X−
+ X −
÷ − 2
÷ = 1018.3(mm)
4 
2

2
 π  





Để xích khơng chịu lực căng q lớn, giảm :
∆a = (0.002 ÷ 0.004) a = 2.03 ÷ 4.07(mm)

Vậy chọn a = 1015(mm)

5.

Kiểm tra số lần va đập xích trong 1 giây :
10


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

i=

6.

GVHD : Đỗ Văn Hiến

4v n1.z1 148.5 × 25
=
=
= 1.99 < [i]=30

L 15 X
15 ×124

(thỏa bảng 5.9)

Kiểm tra về độ bền :
S=

Q
≥ [S]
K d .Ft + F0 + FV

Trong đó :

Q = 113400(N)

o

K d = 1.7
o

Ft =
o

[1,trang 78]

[1,trang 85] và

Tmm
= 2.0

Tdn

1000.P3 1000 × 6.39
=
= 4070.06(N)
v1
1.57
v1 =

Với

p.z1.n3 25.4 × 25 ×148.5
=
= 1.57(m/ s)
60000
60000

F0 = g.k f .q.a = 9.81× 6 × 5 ×1.015 = 298.7(N)

o

Với

a = 1.018(m)

;

kf = 6

(bộ truyền nằm ngang) ;

q = 5(kg/ m)

Fv = q.v 2 = 5 × 1.57 2 = 12.32(N)
o

[S]=8.2
o

⇒

S=

[1,bảng 5.10/86]

Q
113400
=
= 12.57 ≥ [S]=8.2
K d .Ft + F0 + FV 1.7 × 4070 + 298.7 + 12.32

Vậy bộ xích thỏa điều kiện bền

7.

Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc :
σ H = 0.47

kr (Ft k đ + Fvđ ) E
≤ [σ H ]

A.kd
11


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến

Trong đó :
•

•
•

kr1 = 0.42
kr2 = 0.22

K đ = 1.3

(Xích dẫn)
(Xích bị dẫn)

[1,trang 87]

[1,bảng 5.6/82]
Lực va đập trên m dãy xích :
Fvđ1 = 13 × 10−7 × n3 × p 3 × m = 13 × 10−7 × 148.5 × 25.43 × 2 = 6.32(N)
o

(Xích dẫn)

Fvđ 2 = 13 × 10−7 × n4 × p3 × m = 13 ×10−7 × 61.86 × 25.43 × 2 = 2.63(N)
o
•

•

(Xích bị dẫn)
Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy :
kd = 1.7

[1,trang 83]

A = 306(mm 2 )

Diện tích mt ta bn l, bng 5.12 [1,87]

E = 2.1ì10 (MPa)
5

ã


H1

[1,87]

Đối với xích dẫn : Tra bảng 5.11 [1,56].

0.42 × (4070 × 1.3 + 6.32) × 2.1× 105
= 0.47

= 445(MPa) ≤ [ σ H ] = 500
306 × 1.7

(MPa)

Như vậy ta dung thép 45 tôi cải thiện HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp cho phép

[ σ H ] = 500(Mpa)



σ H2

, đảm bảo độ bền cho xích dẫn.

Đối với xích bị dẫn : Tra bảng 5.11 [1,56].

0.22 × (4070 × 1.3 + 2.63) × 2.1× 105
= 0.47
= 332(MPa) ≤ [ σ H ] = 500
306 ×1.7

12


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến

Như vậy ta cũng dùng thép 45 tôi cải thiện HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp cho phép

[ σ H ] = 500(Mpa)
8.

, đảm bảo độ bền cho xích bị dẫn.

Lực tác dụng lên trục :
Lực tác dụng lên trục được tính theo cơng thức :
Fr = k x × Ft = 1.15 × 4070 = 4680(N)

(5.20)

Với :

k x = 1.15

9.

[1,trang 88]

Bảng kết quả tính tốn :
Số liệu đầu vào
+ Công suất trên trục dẫn :

P1 = 6.39(kW)

+ Số vòng quay trên trục dẫn :

n1 = 148.5(v/ ph)
u12 = 2.4

+ Tỉ số truyền cho bộ truyền xích :
Kết quả tính tốn
Thơng số
Kí hiệu (đơn vị)
Giá trị
Loại xích
---Xích ống con lăn
d1 ( mm )
Đường kính đĩa xích dẫn
202.66
Đường kính đĩa xích bị dẫn

d 2 ( mm )

493.41

Bước xích

p ( mm )

25.4

Số răng đĩa xích dẫn

Z1

25

Số răng đĩa xích bị dẫn

Z2

61

Số mắt xích

X

124
13


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến

Khoảng cách trục

a ( mm )

1015

Lực tác dụng lên trục

Fr ( N )

4680

Phần 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

A.

Bộ truyền cấp nhanh
Thông số bộ truyền :

P1 = 6.72 ( kW )

•

Cơng suất trên trục dẫn :

•

Số vịng quay trên trục dẫn :

•

Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh:

n1 = 1455 ( v / ph )

un = 3.5

T1 = 44107 ( N .mm )

Moment trên trục dẫn :
Chọn vật liệu
Do khơng có u cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở
đây chọn vật kiệu cấp nhanh như sau:
• Bánh nhỏ : thép 45 tơi cải thiện đạt độ cứng HB241…285 có

•
1.

σ b1 = 850 MPa
σ ch1 = 580 MPa
•

Bánh lớn : thép 45 tơi cải thiện đạt độ cứng HB192…240 có
σ b 2 = 750MPa
σ ch 2 = 450MPa

2.
a)

Tính

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép :

14


Đồ án Ngun lí – chi tiết máy

[σH ]

•

•
•
•

•
•

Với :
0
σ HLim
sở
K HL

SH
ZR

ZV

GVHD : Đỗ Văn Hiến

0
σ HLim
.K HL
=
.Z R .ZV .Z xH
SH

: Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với một số chu kì cơ

: Hệ số tuổi thọ

: Hệ số an toàn
:Hệ số ảnh hưởng đến chất lượng bề mặt răng
: Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vịng

K xH

: Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

Z R .ZV .Z xH = 1

+Trong bước tính thiết kế sơ bộ ta lấy:
+Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350:

0
σ HLim
= 2 HB + 70; S H = 1.1

• Chọn độ rắn bánh nhỏ

HB1 = 245

0
⇒ σ HLim
= 2 HB1 + 70 = 2 × 245 + 70 = 560 ( MPa )
1

• Chọn độ rắn bánh lớn

HB2 = 230

0
⇒ σ HLim
= 2 HB2 + 70 = 2 × 230 + 70 = 530 ( MPa )

2

15


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến

1

K HL

+

 N  mH
=  HO ÷
 N HE 

•

Với:

N HO = 30.HB 2.4

: Số chu kì cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc

⇒ N HO1 = 30.2452.4 = 1.6 ×107 ; N HO2 = 30.2302.4 = 1.39 ì107
ã

Theo 6.7, ti trng thay i nờn ta cú:
3

N HE

T 
= 60.c.∑  i ÷ .ni .ti
 T1 

: Số chu kì chiụ tải của bánh răng đang xét

c: Số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay
n: Số vòng quay của bánh răng(v/ph)
t

∑

⇒t

: Tổng số giờ làm việc(giờ,h)

⇒ N HE2 = 60 ×1× ( 13 × 0.7 + 0.83 × 0.3 ) ×

Vì

N HE2 > N HO2

nên ta có :

K HL2 = 1

∑

⇒ c =1

= 6 × 300 × 2 × 8 = 28800 ( h )

1455
× 28800 = 61.6 × 107
3.5

[1,trang 95]

⇒ N HE1 > N HO1 ⇒ K HL1 = 1

Vậy theo (6.1a) :
σ0
560
σ H1  = HLim1 × K HL1 =
× 1 = 509.1( MPa )
SH
1.1
0
σ HLim
2

530
σ H 2  =
× K HL2 =
× 1 = 481.8 ( MPa )

SH
1.1

Do đây là truyền động bánh răng nghiên nên :
16


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy
σ H1  + σ H 2 

[σH ] = 

b)

2

=

GVHD : Đỗ Văn Hiến

509.1 + 481.8
= 495.4 ( MPa ) ≤ 1.25 σ H min  = 1.25 σ H 2 
2

Xác định ứng suất uốn cho phép :

[σF ]

0
σ FLim

.K FL
=
.K FC .YR .YS .K xF
SF

 Với :
σ

0
FLim

K FL

SF
K FC

: Giới hạn bền mỏi uốn của mặt răng ứng với số chu kì cơ sở
: Hệ số tuổi thọ
: Hệ số an toàn
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

YR

: Hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt lượn chân răng
YS

K xF

: Hệ số ảnh hưởng độ nhại vật liệu đối với tập trung ứng suất
: Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

+ Khi tính sơ bộ :

YR .YS .K xF = 1

+ Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350 :

0
σ FLim
= 1.8 HB; S F = 1.75

• Chọn độ rắn bánh nhỏ
• Chọn độ rắn bánh nhỏ

0
HB1 = 245 ⇒ σ FLim = 1.8 HB1 = 1.8 × 245 = 441( MPa )
1

0
HB2 = 230 ⇒ σ FLim = 1.8 HB2 = 1.8 × 230 = 414 ( MPa )
2

17


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến

1

K FL

+

 N  mF
=  FO ÷
 N FE

ã
ã

Vi:

N FO = 4 ì106

: S chu kỡ c sở khi tính độ bền uốn [1,trang 93]
Theo 6.8, tải trọng thay đổi nên ta có:
mF

N FE

T 
= 60.c.∑  i ÷ .ni .ti
 T1 

c

: Số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay

n

: Số vòng quay của bánh răng(v/ph)

t

∑

⇒ c =1

⇒ n1 = 1455; n2 = 417.5

: Tổng số giờ làm việc(giờ,h)

⇒t

∑

= 6 × 300 × 2 × 8 = 28800 ( h )

mF = 6

: do

HB ≤ 350

(

)

⇒ N FE2 = 60 ×1× 16 × 0.7 + 0.86 × 0.3 × 415.7 × 28800 = 55.94 ×107

Vì

N FE2 > N FO ⇒ N FE1 > N FO

(do

n1 > n2

• Bộ truyền quay 1 chiều nên

) nên ta có :

K FL1 = K FL2 = 1

[1,trang 95]

K FC = 1

Vậy theo (6.1a) :
σ F1  =

σ F2  =

c)

0
σ FLim
.K FL

1

SF
0
σ FLim
.K FL
2

SF

.K FC =

441×1
× 1 = 252 ( MPa )
1.75

.K FC =

414 × 1
×1 = 236.5 ( MPa )
1.75

Ứng suất quá tải :
 Đối với bánh răng thường hóa

HB ≤ 350

nên :
18

Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

[ σ H ] max = 2.8 × σ ch

2

[ σ F ] 1 = 0.8 × σ ch

1

2

a)

= 2.8 × 450 = 1260 ( MPa )

= 0.8 × 580 = 464 ( MPa )

[ σ F ] 2 = 0.8 × σ ch
3.

GVHD : Đỗ Văn Hiến

= 0.8 × 450 = 360 ( MPa )

Xác định thơng số cơ bản:
Tính sơ bộ khoảng cách trục :
aw = K a ( u + 1)

3

T1.K H β

ψ ba .[ σ H ] .u
2

Với :
K a = 3 0.5 ( Z M .Z H .Z ε )
o
o
o

Chọn

ψ ba = 0.3
u = un = 3.5

: Tỉ số truyền hợp giảm tốc cấp nhanh

T1 = 44107 ( N .mm )

: Moment xoắn trên trục dẫn của bộ truyền cấp nhanh
ψ bd = 0.53ψ ba ( u + 1) = 0.53 × 0.3 × ( 3.5 + 1) = 0.72

Theo (6.16)

⇒ K H β = 1.12

[1,bảng 6.5, trang 96]

[1,bảng 6.6, trang 97]

o
o

2

1


K a = 43  MPa 3 ÷



- Hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành khăn

theo bảng 6.6, trang 98 (sơ đồ 3)

[ σ H ] = 494.5 ( MPa )
o

⇒ aw = aw n = 43 × ( 3.5 + 1)

Chọn sơ bộ:

3

: Ứng suất tiếp xúc cho phép ở bộ truyền cấp nhanh
44107 ×1.12

= 111.6 ( mm )
0.3 × 495.42 × 3.5

aw n = 110 ( mm )

19


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy
b)

GVHD : Đỗ Văn Hiến

Xác định thơng số bộ truyền :
• Theo (6.17), trang 97:

mn = ( 0.01 ÷ 0.02 ) aw = ( 0.01 ữ 0.02 ) ì 110 = 1.10 ữ 2.20

Theo bảng 6.8,trang 99: Chọn
•
•

mn = 2

β = 15°

Chọn sơ bộ
Theo (6.31), trang 63

2aw .cos β 2 ×110 × cos ( 15° )

=
= 23.61
mn ( u + 1)
2 × (3.5 + 1)

⇒ z1 =

Chọn

z1 = 24

(răng)

• Số răng bánh lớn

z2 = un .z1 = 3.5 ì 24 = 84

ã T số truyền thực :
• Tính lại

β

cos β =

(răng)

z
84
ut = 2 =
= 3.5

z1 24

:

m ( z1 + z2 )
2 × aw

=

2 × (24 + 84)
= 0.9818
2 × 110

⇒ β = 11°

εβ =

ã H s trựng khp dc:
Vi
c)

bw .sin 33 ì sin ( 11° )
=
= 1.00
π .m
3.14 × 2

bw = a w .ψ ba = 110 × 0.3 = 33 ( mm )

: Chiều rộng vành răng

Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của mặt răng phải thỏa mãn
điều kiện sau:

σH =

zM .z H .zε
d W1

2.T1.K H β .K α .K Hν ( u + 1)
bw .u

≤ [σ H ]

Với :
20


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy
ZM =
o

Với

GVHD : Đỗ Văn Hiến

2.E1.E2

π  E2 ( 1 − µ1 ) + E1 ( 1 − µ2 ) 



2

E1 , E2 , µ1 , µ 2

2

, Tra bảng 6.5 ta được :

1


Z M = 274  MPa 3 ÷



: Modun đàn hồi và hệ số poatxong của vật liệu bánh răng 1,2

2.cos β b
sin ( 2.α tw )

ZH =
o

Với

 tan α
at = atw = arctan 
 cos β


 tan 20° 
÷ = arctan 
÷ = 20.34°
 cos11° 


⇒ tan β b = cos α t .tan β = cos 20.34° × tan11 = 0.182 ⇔ β b = 10.32°
ZH =

Do đó :

2 × cos10.32°
= 1.74
sin ( 2 × 20.34° )

1
1
=
= 0.77
εα
1.68

Ze =
o


 1 1 


1 
 1
ε α = 1.88 − 3.2 ì + ữ cos = 1.88 3.2 ì + ữ cos11 = 1.68
24 84  

 z1 z2  


o

Với
trùng khớp ngang
Tính đường kính vong lăn bánh nhỏ và vận tốc vòng :
d w1 =

ν=

o

: Hệ số

2 aw
2 ×110
=
= 48.89 ( mm )
ut + 1 3.5 + 1

π .d w1.n1 π × 48.88 ×1455
=
= 3.72 ( m / s )

60000
60000

Vì răng nghiêng và

v = 3.79 < 4 ( m / s ) ⇒

Theo bảng 6.14, trang 107
K Hν = 1 +

cấp chính xác 9, bảng 6.13, trang 106

⇒ K Hα = 1.16

ν H .bw .d w1
2.T1.K H β .K Hα

o

21


Đồ án Ngun lí – chi tiết máy
aw
110
= 0.002 × 73 × 3.72
= 3.04
u
3.5

ν H = δ H .g 0 .ν

Với

δ H = 0.002
g 0 = 73

GVHD : Đỗ Văn Hiến

, trong đó :

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

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

bảng 6.16

KHβ =

1.12 - Hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành khăn

bw = 33 ( mm )

⇒ K Hν = 1 +

Chiều rộng vành răng
3.04 × 33 × 48.89
= 1.043
2 × 44170 × 1.12 × 1.16

Vậy :
σH =

Vậy :

274 × 1.74 × 0.77 2 × 44107 × 1.12 × 1.16 × 1.043 × ( 3.5 + 1)
= 512.43 ( MPa )
48.89
33 × 3.5

σ H = 512.43 [ MPa ] > [ σ H ] = 495.4 [ MPa ]

d)

(Không thỏa điều kiện)

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
σ F1 =

2T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

σ F2 = σ F1 ×

YF2
YF1

Với:

K F = K F β .K Fα .K Fv = 1.24 ×1.4 ×1.1 = 1.91

o
22


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy
+Từ bảng 6.7

GVHD : Đỗ Văn Hiến

⇒ K F β = 1.24

(Sơ đồ 3)

+Từ bảng 6.14, cấp chính xác 9, v=3.72(m/s)
aw
110
= 0.006 × 73 × 3.72
= 9.3
u
3.5

ν F = δ F .g 0 .ν

+
(bảng 6.15),
⇒ K Fv = 1 +
Yε =
o

g 0 = 73

⇒ K Fα = 1.4

, trong đó :

δ F = 0.006

(bảng 6.16)

vF .bw .d w1
9.3 × 33 × 48.89
=1+
= 1.1
2T1.K F β .K Fα
2 × 44107 ×1.24 ×1.4

1
1
=
= 0.595
εα 1.68

với

εα

: hệ số trùng khớp ngang


 1 1 


1 
 1
ε α = 1.88 − 3.2  + ÷ .cos β = 1.88 − 3.2  + ÷ cos11° = 1.68
 24 84  

 z1 z2  


Yβ = 1 −
o

β
11°
= 1−
= 0.92
140°
140°

:Hệ số kể đến ản hưởng của góc răng nghiêng
Zv =

o

Tính số răng tương đương
⇒ Z v1 =

Z1
24
=

= 25.35
3
cos β cos3 11°

Z2
84
⇒ Z v2 =
=
= 88.75
3
cos β cos3 11°



Z
cos 3 β

từ bảng 6.18
từ bảng 6.18

⇒ YF1 = 3.9
⇒ YF2 = 3.6

Vậy :
σ F1 =

2T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

σ F2 = σ F1 ×

e)

YF2
YF1

=

= 111.5 ×

2 × 44107 × 1.91× 0.595 × 0.92 × 3.9
= 111.5 [ MPa ] < σ F1 
33 × 48.89 × 2
3.6
= 103 [ MPa ] < σ F2 
3.9

Thỏa điều kiện
Kiểm nghiệm khi quá tải
23


Đồ án Ngun lí – chi tiết máy
K qt =
•

Theo (6.48), với

GVHD : Đỗ Văn Hiến

Tmax
=1
T

σ H max = K qt σ H = 1 × 512.43 = 512.43 ( MPa ) < σ H max  = 1260 ( MPa )
ã

Theo (6.49):

F1max = K qtì F1 = 1ì111.5 = 111.5 ( MPa ) < σ F1max  = 464 ( MPa )
σ F2 max = K qt×σ F2 = 1× 103 = 103 ( MPa ) < σ F1max  = 360 ( MPa )

Thỏa điều kiện

 Lập bảng các vịng lập:
Xác định các thơng số ăn
khóp
Khoảng cách trục (mm)
Số răng bánh nhỏ
Số răng bánh lớn
Góc nghiêng của răng

Kí
hiệu
aw
Z1

Z2

β

Tính kiểm nghiệm độ bền
tiếp xúc
Hệ số phân bố khơng đều
tải trọng trên chiều rộng
vành khăn
Vận tốc vịng (m/s)
Cấp chính xác

KH β

V
ccx

Công thức

Lần 1

Lần 2

Ct 6.15a
Ct 6.31

110
24
84
11

120
26

91
12.83

Bảng 6.7

1.12

1.12

Ct 6.40
Bảng 6.13

3.72
9

4.0
9

Z 2 = u.Z1

Ct 6.32

24


Đồ án Nguyên lí – chi tiết máy

GVHD : Đỗ Văn Hiến

Hệ số phân bố không đều

tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp
Hệ số tải trọng động

K Hα

K Hν

Hệ số tải trọng
Ứng suất tiếp xúc tính tốn
Ứng suất tiếp xúc cho phép

KH

Bảng 6.14

1.16

1.16

Ct 6.41; b6.15
b6.16
Ct 6.39
Ct 6.33
Ct 6.1

1.043

1.058

1.355
512.43
495.4

1.374
462.1
495.4

σH

[σ H ]
Tính kiểm nghiệm độ
bền uốn và quá tải
Ứng suất uốn tính tốn
bánh 1,Mpa
Ứng suất uốn tính tốn
bánh 2,Mpa
Ứng suất tiếp cực đại
Ứng suất uốn cực đại

σ F1

93.5 < [ σ F 1 ] = 252

Ct 6.43

σF2

σ H max

Ct 6.43;
6.44
Ct 6.48
Ct 6.49

86.25 < [ σ F 2 ] = 236.5
685.4 < [ σ H max ] = 1260 ( MPa )
93.5 / 86.3 < [ σ F ] max

σ F 1/2

f)

Bảnh kết quả tính tốn cho bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh :
+Công suất trên trục dẫn:

P1 = 6.72 ( Kw )

+Momen xoắn trên trục dẫn:
+Số vòng quay trên trục dẫn:

T1 = 44107 ( N .mm )

 v 
n1 = 1455 
÷
 ph 

+Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh:

u = 3.5

25