Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí 1

MỤC LỤC
MỤC LỤC ........................................................................................................... 1
LỜI NÓI ĐẦU .................................................................................................... 3
CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ..................................... 4
1.1. Chọn động cơ điện ....................................................................................... 4
1.1.1. Chọn kiểu động cơ .................................................................................... 4
1.1.2. Xác định công suất động cơ ...................................................................... 4
1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ ...................................................... 5
1.1.4. Chọn động cơ thực tế ................................................................................ 5
1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ ..................... 5
1.2. Phân phối tỷ số truyền .................................................................................. 5
1.2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc ................................. 6
1.2.2. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc ........................................ 6
1.2.3. Tính toán các thông số trên trục ................................................................ 6
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG ............................ 7
2.1. Thiết kế bộ truyền đai................................................................................... 7
2.1.1. Chọn loại đai ............................................................................................. 7
2.1.2. Các kích thước và thông số của bộ truyền đai .......................................... 7
2.1.3. Xác định số đai .......................................................................................... 9
2.1.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.............................................. 10
2.1.5. Bảng kết quả tính toán............................................................................. 11
2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng ..................................................................... 11
2.2.1. Chọn vật liệu chế tạo ............................................................................... 11
2.2.2. Xác định ứng suất cho phép .................................................................... 12
2.2.3. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng) ..... 15
2.2.4. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ........................................... 20
2.2.5. Kiểm tra sai số vận tốc ............................................................................ 28
2.2.6. Kiểm tra điều kiện bôi trơn ..................................................................... 28
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI......................................... 29
3.1. Chọn vật liệu .............................................................................................. 29
1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
3.2. Tải trọng tác dụng lên trục ......................................................................... 29
3.2.1. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng ................................................ 29
3.2.2. Lức tác dụng từ bộ truyền đai, khớp nối ................................................. 29
3.3. Tính toán thiết kế trục ................................................................................ 29
3.3.1. Tính sơ bộ trục ........................................................................................ 29
3.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.......................... 29
3.3.3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục .................................... 30
3.3.4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi .................................................... 35
3.3.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh ............................................................ 39
3.3.6. Kiểm nghiệm trục về độ cứng ................................................................. 39
3.4. Tính chọn ổ lăn ........................................................................................... 41
3.4.1. Tính chọn ổ lăn cho trục 1....................................................................... 41
3.4.2. Chọn ổ cho trục 2 .................................................................................... 43
3.4.3. Chọn ổ cho trục 3 .................................................................................... 45
CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ
ĐỘ LẮP TRONG HỘP ..................................................................................... 47
4.1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp............................................................ 47
4.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân ................................................................ 47
4.1.2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp ........................................... 47
4.1.3. Một số chi tiết phụ................................................................................... 48
4.1.4. Chọn các chế độ lắp trong hộp giảm tốc ................................................. 50
KẾT LUẬN ....................................................................................................... 52

Page 2


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

LỜI NÓI ĐẦU
Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở
khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như sản
xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc
là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại kiến thức đã
học trong các môn Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật,...và giúp sinh
viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm
tốc giúp chúng ta hiểu hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức
năng của các chi tiết cơ bản như bảnh răng, ổ lăn,...Thêm vào đó trong quá
trình thực hiện sinh vieenc ó thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu
với công cụ Autocad, điều rát cần thiết với một kỹ sư cơ khí.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi,
em mong nhận được ý kiến từ thầy (cô) và các bạn để đồ án này được hoàn
thiện hơn.
Em xin chân thành cám ơn!
Ngày 28/02/2017
Sinh viên thực hiện

Đào Thanh Tuyển

Page 3


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1. Chọn động cơ điện
1.1.1. Chọn kiểu động cơ

Chọn loại động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc.

1.1.2. Xác định công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức:
Pct = Pt /η
trong đó:

Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ, kW
Pt – công suất trên trục máy công tác, kW
Pt  Plv  Ft .v / 103  3000.1,4 / 103  4,2 (kW)

η – hiệu suât của các bộ phận trong hệ dẫn động

  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 :   brt .brc .3ol .d .k
brt : hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ: brt = 0,98

brc : hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn: brc = 0,97
ol : hiệu suất một cặp ổ lăn: ol =0,995

d : hiệu suất của bộ truyền xích: d = 0,96
k : hiệu suất của khớp nối: k = 1
   0,98.0,97.0,9953.0,96.1  0,899

 Pct  4,2 / 0,899  4,67 (kW)
Page 4

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ

Số vòng quay của trục máy công tác:
60.103.v 60.103.1,4
n lv 

 89,13 (v / ph)
.D
.300

Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống ut:

ut = uh.ud

với: uh – tỷ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ hai cấp
ud – tỷ số truyền của bộ tuyền đai
tra bảng 2.4 [1] ta chọn như sau:

uh = 10 ud = 3

vậy ut = 30
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv . ut = 89,13.30 = 2673,9
1.1.4. Chọn động cơ thực tế

Tra bảng P1.2 [1] ta chọn động cơ 4A100L2Y3 với các thông số:
Công suất: 5,5 kW
Số vòng quay: n = 2880 (vg/ph)
Tk / Tdn = 2,0

Tmax / Tdn = 2,2

1.1.5. 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  5,5  Pct  4,67
n dc  2880  n sb  2673,9
Tmm Tk

T
Tdn
 thỏa mãn điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ.
1.2. Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống:
Page 5


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

u 

n dc 2880

 32,31
n lv 89,13

1.2.1. 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 d  3;

Ta chọn

u ng  u d

 u ng  3

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

u   u h .u ng

 uh 

u  32,31

 10,77
u ng
3

u1  3,47
u h  10,77  
u 2  3,1

với

u1: tỷ số truyền cấp nhanh
u2: tỷ số truyền cấp chậm

1.2.3. Tính toán các thông số trên trục

Trục
Thông số
Công suất (kW)

Động cơ

I

II

III

Công tác

4,67

4,65

4,49

4,38

4,2

Tỷ số truyền (-)

1

3,47

3,1

3

Số vòng quay (v/ph)

2880

2880

829,97

267,73

89,24

Momen (Nmm)

15485,59

15419,27

51663,92

156235,76

449447,02

Page 6


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
2.1. Thiết kế bộ truyền đai
2.1.1. Chọn loại đai

Chọn tiết diện đai hình thang thường
Ta có: PIII = 4,38 (kW) – công suất trên trục bánh đai chủ động
n3 = 267,73 (v/ph) số vòng quay trên trục bánh đai chủ động
u = 3 – 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:
Kích thước tiết diện (mm)
Kí
hiệu

B

Diện tích
tiết diện A

bt

b

19

22

h

yo

13,5

4,8

(mm2)

230

Đường
kính bánh
đai nhỏ d1

Chiều dài
giới hạn l
(mm)

(mm)

200-400

1800-10600

2.1.2. Các kích thước và thông số của bộ truyền đai

Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1 = 315 (mm)
 vận tốc của đai:

v

.d1.n 3 .315.267,73

 4,42 (m/s)
60000
60000

mà v  4,42  v max  25 (m/s)

(thỏa mãn điều kiện)
 d2  d1.u.(1  )  315.3.(1  0,02)  926,1 (mm)

vì đường kính bánh đai được tiêu chuẩn hóa nên theo bảng 4.21 [1]

Page 7


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ta chọn d2 = 900 (mm)
 tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai:

ud 

d2
900

 2,92
d1.(1  ) 315.(1  0,02)

 sai lệch tỷ số truyền: u 

3  2,92
100  2,67%
3

(nằm trong phạm vi cho phép về sai lệch tỷ số truyền).
Khoảng cách trục (a):
Chọn a/d2 = 1 suy ra a = 1.d2 = 1.900 = 900 (mm)
Ta có: 0,55.(d1  d2 )  h  a  2.(d1  d2 )

 0,55.(315  900)  13,5  900  2.(315  900)
 681,75  900  2430
(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
(315  900) 2
 l  2.900  0,5.(315  900) 

 3803,58 (mm)
4.900
Chiều dài đai được quy tròn theo tiêu chuẩn nên ta chọn chiều dài đai:

l = 4000 (mm).
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
i  v / l  4,42 / 4,0  1,105  i max  10 (thỏa mãn)

Khoảng cách trục (a) theo chiều dài tiêu chuẩn (l): l = 4000 (mm)
   2  8. 2
a
4

Page 8


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 d  d2 
 315  900 
Trong đó:   l    1
  4000   
  2091,48
2
2







d 2  d1 900  315

 292,5
2
2

2091,48  (2091,48) 2  8.(292,5) 2
a 
 1003 (mm)
4

Góc ôm (α1):

57o (d 2  d1 )
57o.(900  315)
o
1  180 
 180 
 146,75o  120o
a
1003
o

2.1.3. Xác định số đai

Số đai z được tính theo công thức:

z

PIII .K d
[Po ].CClCuCz

trong đó:
PIII - công suất trên trục bánh đai chủ động: PIII = 4,38 (kW)
[Po] - công suất cho phép,
tra bảng 4.19[1] ta được [Po] = 3,88 (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  146,75)  0,917

Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai,
ta có lo = 3750, l = 4000 nên l/lo = 4000/3750 = 1,07
tra bảng 4.16  Cl = 1,01
Cu – hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

Page 9


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
u = 3 tra bảng 4.17  Cu = 1,14
Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho
các dây đai, ta có PIII/[Po] = 4,38/3,88 = 1,13
 Cz = 1

z

4,38.1,1

 1,176
3,88.0,917.1,01.1,14.1
chọn z = 2

Chiều rộng bánh đai B

B  (z  1).t  2e  (2  1).25,5  2.17  59,5 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai da
da1  d1  2h o  315  2.5,7  326,4 (mm)
da 2  d2  2ho  900  2.5,7  911,4 (mm)
2.1.4. 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 qm = 0,3
v – vận tốc vòng, m/s
PIII – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW

 F0 

780.4,38.1,1

 0,3.(4,42) 2  469,46 (N)
4,42.0,917.2

Lực tác dụng lên trục:

Page 10


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
 146,75o 
 1 
Fr  2F0 .z.sin    2.469,46.2.sin 
  1799 (N)
2 
 2 

2.1.5. Bảng kết quả tính toán

Thông số

Kí
hiệu

Giá trị

Đơn vị

Đường kính bánh đai
nhỏ

d1

315

mm

Đường kính bánh đai lớn

d2

900

mm

Tỷ số truyền

ud

3

-

Hệ số trượt

ε

0,02

-

Khoảng cách trục

a

1003

mm

Góc ôm

α1

146,75

độ(o)

Chiều dài đai

l

4000

mm

Số đai

z

2

-

Chiều rộng bánh đai

B

59,5

mm

Đường kính ngoài bánh
đai

da1

326,4

da2

911,4

Lực căng đai

F0

469,46

N

Lực tác dụng lên trục

Fr

1799

N

mm

2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng
2.2.1. Chọn vật liệu chế tạo

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
Page 11


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
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.
2.2.2. 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:
 o 

[H ]   H lim  .ZR .ZV .K xH .K HL
 SH 

 o 
[F ]   Flim  .YR .YS .K xF .K FL
 SF 

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:

[H ]  oH lim .K HL / SH
 ZR .ZV .K xH  1


o
[F ]  Flim .K FL / SF
YR .YS .K xF  1
trong đó:  oH lim - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính
theo công thức: oH lim  2HB  70 (tra bảng 6.1[1])
 oH lim1  2HB1  70  2.245  70  560 (MPa)
oH lim 2  2HB2  70  2.230  70  530 (MPa)
Page 12

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
 oF lim - 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)
oFlim 2  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
N HO  30H 2,4
HB , với HHB – độ rắn Brinen.
2,4
 N HO1  30H 2,4
 1,6.107
HB1  30.245
2,4
N HO 2  30H 2,4
 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
 N FO1  N FO2  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:
Page 13


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

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.

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

NHE1 2,3.109
NHE2 

 0,5.109
u1
4,71
N FE1  60.c.n1  (Ti / Tmax ) 6.t i
=60.1.2922.19200.(16 .

NFE2 

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

NFE1 1,74.109

 0,37.109
u1
4,71

 N HE1  N HO1  K HL1  1
N  N
 K HL2  1
 HE2

HO2
Ta có: 
 N FE1  N FO1  K FL1  1
 N FE2  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)

Page 14


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng và bộ truyền bánh răng côn răng
thẳng ta có:
[H ]=[H ]2 =481,82 (MPa)

Ứng suất tải cho phép:
[H ]max  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)
2.2.3. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng)
a) Xác định chiều dài côn ngoài hoặc đường kính chia ngoài

Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo độ bền tiếp
xúc, công thức có dạng:
2
R e  K R u 2  1. 3 T1K H / (1  K be )K be u  H  




trong đó:
KR = 0,5.Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng
KR = 0,5.100 = 50 (MPa1/3)
Kbe – hệ số chiều rộng vành răng, Kbe = 0,3
KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng bánh răng côn, tra bảng 6.21[1] ta được KHβ = 1,265
T1 – momen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 15419,27 (Nmm)
[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 481,82 (MPa)
Do đó:
R e  50. 3,472  1. 3 15419,27.1,265 / [(1  0,3).0,3.3,47.481,822 ]  87,88

Hoặc de1 = 48,67
Page 15


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
b) Xác định các thông số ăn khớp

 Vì là bánh răng côn răng thẳng, tra bảng 6.22[1] ta có: Z1p = 17
Độ rắn mặt răng ≤ HB350 nên Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 27,2 ta lấy 27
Đường kính trung bình:
dm1 = (1- 0,5.Kbe).de1 = (1 – 0,5.0,3).48,67 = 41,37 (mm)
mtm = dm1/Z1 = 41,37/27 = 1,53
 Xác định mô đun
Với bánh răng côn răng thẳng:
mte  mtm / (1  0,5Kbe )  1,53 / (1  0,5.0,3)  1,8 ta lấy mte = 2

Tính lại mtm và dm1:
mtm  mte .(1  0,5.Kbe )  2.(1  0,5.0,3)  1,7
dm1  mtm .Z1  1,53.27  41,31

 Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia
Z2 = u.Z1 = 3,47.27 = 93,69 ta lấy 94
Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền: u = 94/27 = 3,48
Góc côn chia:

1  arctg(Z1 / Z2 )  arctg(27 / 94)  16,026 = 16o1’33’’
2  90o  1  90o  16o1'33''  73o58'27''

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thoả mãn
điều kiện sau:
H  ZM .ZH .Z

trong đó:

2T1K H u 2  1
2


  H  ZR .ZV .K XH


H
0,85bd 2m1u

ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra

bảng 6.5[1] ta được ZM = 274 (MPa)1/3
Page 16


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,
tra bảng 6.12[1] ta được ZH = 1,76 (khi x1 = x2 = 0)
Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định như sau:

Z  (4   ) / 3 với   [1,88  3,2(1/ Z1  1/ Z2 )].cosm

 [1,88  3,2(1 / 27  1 / 94).cos0=1,73
Do đó: Z  (4  1,73) / 3  0,87
KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, K H  K H .K H .K Hv
với: KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.21[1] ta được KHβ = 1,265
KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, ta có KHα = 1 với bánh răng côn răng thẳng
KHv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính
theo công thức:
K Hv  1   H bd m1 / (2T1K HK H )

trong đó:  H  H g o v d m1 (u  1) / u
với dm1 – đường kính trung bình của bánh côn nhỏ, dm1 = 41,31 (mm)
v  dm1n1 / 60000  .41,31.2880 / 60000  6,23

Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được δH = 0,004 và go = 56
Nên  H  0,004.56.6,23 41,31(3,48  1) / 3,48  10,18   H max

K Hv  1 

10,18.26,364.41,31
 1,284
2.15419,27.1,265.1

KH  1.1,265.1,284  1,625

T1 – momen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 15419,27 (Nmm)

Page 17


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
b = Kbe.Re = 0,3.87,88 = 26,364 (mm) – chiều rộng vành răng
[H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [H ] = 481,82 (MPa)

2.15419,27.1,625. 3,482  1
 H  274.1,76.0,87.
 489,89 (MPa)
0,85.26,364.41,312.3,48
Mức chênh lệch [H ] :
[H ] 

489,89  481,82
.100%  1,675%  4%
481,82

Tính lại chiều rộng vành răng:

b  K be .R e (H /[H ]) 2  0,3.87,88.(489,89 / 481,82) 2  27,25 (mm)
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn:
F1  2T1K FY YYF1 / (0,85bmnmd m1 )  F1 
F2  F1YF2 / YF1   F2 

trong đó:
T1 – momen xoắn trên bánh chủ động
mnm – modun pháp trung bình, mnm = mtm = 1,7
b – chiều rộng vành răng
dm1 – đường kính trung bình của bánh chủ động
Yβ = 1 – hệ số kể đến độ nghiêng của răng
YF1, YF2 – hệ số dạng răng, YF1 = 4,08; YF2 = 3,61
KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn, KF = KFβ.KFα.KFv
với

KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng

trên vành răng, KFβ= 1,23
KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
Page 18


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KFα = 1
KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong
vùng ăn khớp tính theo công thức:
K FV  1 
1

 g v. d m1 (u  1) / u.b.d m1
 Fbd m1
1 F o
2T1K F K F
2T1K F K F
0,011.56.6,23. 41,31(3,48  1) / 3,48.26,364.41,31
 1,8
2.15419,27.1,23.1

 KF  1,23.1.1,8  2,214
Do đó: F1 

F2 

2.15419,27.2,214.0,585.1.4,08
 103,55   F1   250
0,85.26,364.1,7.41,31

103,55.3,61
 91,62(MPa)   F2   236,57(MPa)
4,08

Vậy răng đảm bảo điều kiện về độ bền uốn
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kq t =

Tmm
=1,3

T1

để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt
Hmax  H k qt  489,89 1,3  558,56(MPa)  Hmax   1260(MPa)

σF1max  σF1.K qt  103,55.1,3  134,615(MPa)  σ F1 max  464(MPa)
σF2 max  σF2 .Kqt  91,62.1,3  119,106(MPa)  σ F2 max  360(MPa)

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.
f) Kích thước hình học của bộ truyền

Thông số
Chiều dài côn ngoài
Chiều rộng vành răng
Chiều dài côn trung bình
Đường kính chia ngoài

Ký hiệu
Re
b
Rm
de
Page 19

Giá trị
97,8
26,364
84,618
de1 = 54; de2 = 188

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Góc côn chia
Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài
Chiều cao chân răng ngoài

δ
he
hae
hfe

Đường kính đỉnh răng ngoài

dae

Góc chân răng
Góc côn đỉnh
Góc côn đáy

θf
δa
δf

δ1 = 16; δ2 = 74
4,4
hae1 = 8,8; hae2 = 8,8
hfe1 = hfe2 = 4,4
dae1 = 70,92;
dae2 = 192,85

θf1 = 2,58; θf2 = 2,58
δa1 = 18,58; δa2 = 76,58
δf1 = 13,42; δf2 = 71,42

2.2.4. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
a) 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
trong đó:

T2 .K H
[H ]2 .u 2 . ba

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 = 51663,92 (Nmm)

[H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [H ] =481,82 (MPa)
U2 – tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u2 = 3,1
 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.(3,1  1)  0,9328

tra bảng 6.7[1]

sơ đồ 5 ta được K H =1,05;

Page 20

KFβ=1,12


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 a w2  49,5.(3,1  1). 3

51663,92.1,05
 116,36 (mm)
481,822.3,1.0,4

Chọn aw2 = 116 (mm)
b) Xác định các thông số ăn khớp

 Môđun (m)

m  (0,01  0,02)a w2
=(0,01  0,02).116  1,6  2,32
Vì khi thiết kế ta nên thống nhất hoá môđun tiêu chuẩn của cặp bánh răng cấp
nhanh và môđun tiêu chuẩn của cặp bánh răng cấp chậm nên ta chọn m = 2.
 Số răng :
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên β = 0
 Số răng nhỏ Z3 : Z3 

2a w 2
2.116

 28,3
m(u 2  1) 2.(3,1  1)

vì số răng nguyên nên ta lấy Z3 = 29
 số răng bánh răng lớn Z4 : Z4  Z3.u 2  29.3,1  89,9

ta lấy số răng bánh răng lớn: Z4 = 90
 tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là :

ut2 

90
 3,1
29

 Góc ăn khớp:
cos  tw2  Z t 2 mcos  / (2a w 2 )  119.2.cos 20 o / (2.116)  0,964
  tw2  15,42o  15o 25'
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
H  ZM .ZH .Z 2T2 .K H .(u t 2  1)(b w2 .u t 2 .d 2w3 )

Page 21


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

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 tw2
ở đây : b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở  b  0o
 ZH  2cos0o / sin(2.15,42o )  1,675

Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

ta có :   - hệ số trùng khớp dọc
 

b w2 .sin 
m.

ở đây : bw2 - chiều rộng vành răng
bw2  ba .a w2  0,4.116  46,4 (mm)

  

46,4.sin(0)
0
2.

 Z  (4   ) / 3
với  - hệ số trùng khớp ngang
 1
1 

  [1,88  3,2  
 ].cos 
Z
Z
4 
 3
1 
 1
=[1,88  3,2    ].cos(0o )  1,734
 29 90 

 Z  (4  1,734) / 3  0,87
dw3 – đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ,

Page 22


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
dw3  2a w2 / (u t2  1)

 2.116 / (3,1  1)  56,6 (mm)
ta có vận tốc vòng của bánh răng:

v

d w3.n 2 .56,6.829,97

 2,46 (m/s)
60000
60000

tra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác là cấp 8
tra bảng 6.15[1] ta được H  0,006 , tra bảng 6.16[1] ta được go  56

 vH  H g o v a w 2 / u t 2  0,006.56.2,46. 116 / 3,1  5,056
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, tra bảng 6.14[1] với cấp chính xác là cấp 8, v = 2,46 (m/s)
ta được: KH  1,05

K F  1,22

KHβ – đã tra ở trên, KHβ = 1,05
KHv – hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

K Hv  1 
1

vH .bw2 .d w3
2T2 .K H .K H
5,056.46,4.56,6
 1,12
2.51663,92.1,05.1,05

 KH  1,05.1,05.1,12  1,235
 H  274.1,675.0,87.

2.51663,92.1,235(3,1  1)

46,4.3,1.56,62

=425,5 (MPa)<[H ]  481,82(MPa)
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
Page 23


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
không được vượt quá một giá trị cho phép.
F1 

F2 

2T2 .K F .Y .Y .YF1
b w 2 .d w3 .m

 [F1 ]

F1.YF2
 [F2 ]
YF1

trong đó :
T2 – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động
m – môđun pháp
bw2 – chiều rộng vành răng
dw3 – 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  1/1,734  0,577
Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, vì bộ truyền là

răng thẳng nên ta có: β =0, nên Yβ =1
YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc
vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Z3
29

Z


 29
v3

cos3  cos3 0
ta có : 
 Z  Z4  90  90
 v4 cos3  cos3 0
tra bảng 6.18[1] ta được :
YF1  3,8

YF2  3,605

KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn,
Page 24

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
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  1,22
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  1,12
K Fv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi

tính về uốn:

K Fv  1 

vF .bw2 .d w3
2T1.K F .K F

với: v F  F .g o .v. a w2 / u t 2
tra bảng 6.15[1] ta được F =0,016
tra bảng 6.16[1] ta được g o =56
nên vF  0,016.56.2,46. 116 / 3,1  13,5 (m/s)
 K Fv  1 

13,5.46,4.56,6
 1,25
2.51663,92.1,12.1,22

 KF  1,22.1,12.1,25  1,7

 F1 

2.51663,92.1,7.0,577.1.3,8
 73,3 (MPa)
46,4.56,6.2

 F2 

73,3.3,605
 69,6 (MPa)
3,8

Ta có: [F1 ]  [F ]1.YR .Ys .K xF
[F2 ]  [F ]2 .YR .Ys .K xF

Ys = 1,08-0,0695.ln(m) = 1,08-0,0695.ln(2)=1,032
YR = 1 (bánh răng phay), KxF =1 (vì da <400 mm)
Page 25