ĐỒ án cơ học máy: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án nguyên lý máy là một trong những đồ án quan trọng của sinh viên
ngành kỹ thuật, trong đó bao gồm cả ngành Kỹ Thuật Tuy ển Khoáng. N ội dung
thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về tra cứu tài liệu ,vẽ kĩ thu ật,
dung sai lắp ghép và cơ sở thiết kế máy, giúp sinh viên làm quen v ới cách th ực
hiện đồ án một cách khoa học và tạo tiền đề cơ sở cho các đ ồ án tiếp theo.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành c ơ khí nói
riêng và công nghiệp nói chung. Trong môi trường công nghi ệp hi ện đ ại ngày
nay,việc tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà v ẫn đáp ứng
độ bền là hết sức quan trọng.
Được sự hướng dẫn tận tình của thầy Nguyễn Duy Ch ỉnh, em đã th ực hi ện
thiết kế hộp giảm tốc trục vít-bánh vít để tổng hợp kiến thức về nguyên lý máy
và ôn tập kiến thức đã học vào một hệ thống hoàn chỉnh. S ự giúp đ ỡ c ủa th ầy
chính là nguồn động lực lớn lao cổ vũ tinh th ần cho em trong quá trình thi ết k ế.
Tuy nhiên, vì trình độ và khả năng có hạn nên đồ án chắc chắn không tránh
khỏi sai sót, em rất mong nhận được những nhận xét quý báu của th ầy cùng v ới
các thầy cô trong bộ môn.
Em xin chân thành gửi lời cảm ơn sâu sắc đến th ầy Nguy ễn Duy Ch ỉnh đã
giúp em hoàn thành đồ án này.
SVTH: Hoàng Thị Thu Hương
MSV: 1321040134
Lớp: Tuyển khoáng B – K58

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương
BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CƠ HỌC MÁY
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Đề 2 - phương án 3

PHẦN 1. CHỌN ĐÔNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Thiết kế hệ dẫn động băng tải
-Lực kéo băng tải : F = 4500 ( N )
-Vận tốc băng tải: v = 1,8 ( m/s )
-Đường kính tang: D = 500 ( mm )
-Bộ truyền đai: dẹt
-Thời gian phục vụ: Lh = 15600 ( giờ )
-Góc nghiêng đường lối tâm bộ truyền ngoài: β = 50
-Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ
1. Công suất làm việc :

Plv =

F .v
1000

=

4500.1,8
1000

= 8,1 ( kw ) = Pct

2. Hiệu suất hệ dẫn động :

η = (ηbr)n . ( ηol )m . ( ηđ(x) )k . ( ηkn )h
Trong đó :
-Số cặp bánh răng ăn khớp : n = 2
-Số cặp ổ lăn : m = 5
-Số bộ truyền xích : k = 1
-Số khớp nối : h = 2

Tra bảng B

2.3
[ 1]
19

ta được :

-Hiệu suất bộ truyền bánh răng : ηbrt = 0,98 và ηbrc = 0,97
-Hiệu suất bộ truyền đai ( xích ) : ηđ(x) = 0,95
-Hiệu suất ổ lăn : ηol = 0,99
-Hiệu suất khớp nối : ηkn = 1

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

η = 0,97.0,98 . ( 0,99 )5.0,95.1 = 0,859

3. Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Pyc =

Plv
η

8,1
0,859

=

= 9,43 ( kw )

4. Số vòng quay trên trục công tác :

nlv =

60000.ν
π .D

=

60000.1,8
π .500

= 68,79 ( v/ph ) đối với hệ dẫn động băng tải

5. Chọn sơ bộ tỷ số truyền

Usb = Uđ(x).Uh

Trong đó, tra bảng B

2.4
[ 1]
21

ta được :

-

Tỷ số truyền bộ truyền đai ( xích ) : Uđ(x) = ( 2…4 )

-

Tỷ số truyền hộp giảm tốc : Uh = ( 10…25 )
Chọn Uh = 10
→

Uđ = 2

Usb = Uđ.Uh = 10.2 = 20

6. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ :
nsb = nlv. Usb = 68,79.20 = 1375,8 ( v/ph )
7. Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ :

Tra bảng Chọn ntsb = 1458 ( v/ph ) sao cho gần với nsb nhất
8. Chọn động cơ :

Tra bảng phụ lục trong tài liệu
b
ndb

=

Pdccf ≥

t
ndn

= 1458 ( v/ph )

Pyc = 9,43 ( kw )

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

[ 1]

,chọn động cơ :


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

Ta chọn được động cơ với các thông số sau :
KH : 4A132M4Y3
Pdccf

= 11 ( kw )

nđc = 1458 (v/ph )
9. Phân phối tỷ số truyền :

Tỷ số truyền của hệ: U =

nđc
nlv

1458
68, 79

=

= 21,19

Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc: Uh =10

Tỷ số truyền bộ truyền ngoài: Uđ(x) =

U
Uh

=

21,19
10

= 2,119

Ta có uh = u1.u2 trong đó u1 là cấp nhanh , u2 là cấp chậm

Tra bảng B

3.1
[ 1]
43

ta có uh = 10 => u1 = 3,83 , u2 = 2,61

Tất cả các tỷ số truyền trên phải phù hợp với các giá trị trong bảng B
Vậy ta có :
U = 21,19
Uh = 10
Uđ(x) = 2,119
10. Tính các thông số trên trục:
Công suất trên trục công tác: Pct = Plv = 8,1 ( kw )
Công suất trên các trục khác:
Pct
nol .n k nbrt

PIII =

= = 8,43 ( kw )

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

2.4

[ 1]
21


Đồ án Cơ học máy

PII =

PI =

PIII
ηolηbrc

PII
ηbrη d

SV: Hoàng Thị Thu Hương

= = 8,78 ( kw )

= = 9,34 ( kw )

Công suất trên trục động cơ:

Pđc =

PI
ηolηdηkn

= = 9,93 ( kw )

Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 1458 (v/ph)
ndc
ud ( kn)

Số vòng quay trên trục I: n1 =

Số vòng quay trên trục II: n2 =

= = 688 ( v/ph )
n1
u1

Số vòng quay trên trục III: n3 =

= = 179,63( v/ph )

n2
u2

= = 68,82 ( v/ph )

Số vòng quay trên trục công tác: nct = = = 68,82 ( v/ph )

Mômen xoắn trên trục động cơ: Mđc = 9,55.106.

Mômen xoắn trên trục I: MI = 9,55.106.

PI
nI

Mômen xoắn trên trục II: MII = 9,55.106.

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

= 9,55.106. = 65042,18 ( N.mm)

= 9,55.106. = 129646,8 ( N.mm )

PII
nII

Mômen xoắn trên trục III: MIII = 9,55.106.

Pdc
ndc

= 9,55.106. = 466787,29 ( N.mm )

PIII
nIII

= 9,55.106.= 1169812,55 ( N.mm )


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

Mômen xoắn trên trục công tác: Mct = 9,55.106.

Pct
nct

= 9,55.106. = 1124019,18 (N.mm )

11. Lập bảng thông số :
Trục
Thông số

Động cơ

u

I

II

2,119

3,83

III
2,61

Công tác
1

P ( kw )

9,93

9,34

8,78

8,43

8,1

n ( v/ph )

1458

688

179,63

68,82

68,82

M (N.mm)

65042,18

129646,8

466787,29

1169812,55

1124019,18

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
I. Tính toán thiết kế bộ truyền đai dẹt
Thông số đầu vào :
P = Pđc = 9,93 ( kw )
MI = Mđc = 65042,18 ( N.mm )
n1 = nđc = 1458 ( vg/ph )
uđ = 2,119
β = 50°
1. Chọn loại đai: Đai vải cao su
2. Xác định đường kính bánh đai:
d1 =

( 5, 2 ÷ 6, 4 ) 3 M1

= (5,2

÷

Chọn d1 theo tiêu chuẩn theo bảng B
Kiểm tra vận tốc đai

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

÷

6,4)( 209,1 257,4 ) ( mm )

4.21
[ 1]
63

, ta được d1 = 250 ( mm )


Đồ án Cơ học máy

V=

π d1n1
60000

=

SV: Hoàng Thị Thu Hương

π .250.1458
60000

= 19,08 ( m/s ) < Vmax = 25 ( m/s ), => thỏa mãn.

Xác định d2:
d2 = uđ.d1(1-ɛ) = uđ.d1(1-0,015) = 2,119. 250 ( 1- 0,015 ) = 521,8 ( mm )

Tra bảng B
nhất.

4.6

[ 1]
53

chọn d2 = 520 ( mm ),chú ý chọn sao cho gần đúng với giá trị tính được

Tỷ số truyền thực tế: ut =

d2
d1 ( 1 − ε )

== 2,11

ut − ud
ud

Sai lệch tỷ số truyền : ∆u =

.100% =100% = 0,42% < 4%, thỏa mãn

Xác định chiều dài đai và khoảng cách trục:
÷

÷

Khoảng cách trục : a = ( 1,5 2,0 )( d1 + d2 ) = ( 1155 1540 )( mm ) , chọn a = 1250, chú ý
chọn a nhỏ khi v lớn và ngược lại.
Chiều dài đai:

L = 2a +

d +d
π 1 2
2

( d 2 − d1 )
+

2

4a

= 2.1250 + + = 3724 ( mm )
÷

Lấy L = 4090 ( mm ), chú ý làm tròn và cộng thêm 100 400 mm tùy theo cách nối đai.
Số vòng chạy của đai trong một giây:

i=

v
L

÷

== 4,67 ( 1/s ) < imax = ( 3 5 )( 1/s ) => thỏa mãn.

Xác định góc ôm của bánh đai nhỏ α1:

α1 = 180 -

57 ( d 2 − d1 )
a

= 180 - =167,7° ≥ 150° => thỏa mãn.

Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai:
HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

Tiết diện đai:

A = b.δ =

Ft K d
[σF ]

trong đó:

Ft – Lực vòng : Ft =

1000.P
v

= = 520,44 ( N )

Kđ – Hệ số tải trọng động, tra bảng B

4.7
[ 1]
55

Δ – Chiều dày đai: được xác định theo

được

δ 
 ÷
 d1  max

=

1
40

=> δ ≤ d1

δ 
 ÷
 d1 max

δ
d1

ta được Kđ = 1.3

: tra bảng B

= 250.

1
40

4.8
[ 1]
55

với loại đai cao su ta chọn

= 6,25

4.1
[ 1]
51

Tra bảng B
,ta dùng loại đai vải cao su ,không có lớp lót (có lớp lót, số lớp lót…),
chiều dài đai δ = 6,25 ( mm ), dmin = 250( mm )
Kiểm tra: d1 ≥ dmin , nếu đúng => thỏa mãn, nếu sai thì tăng d1 và tính lại từ đầu.

[σF ]
[σF ]

- Ứng suất có ích cho phép
=

[σF ]

0

CαCvC0 trong đó:
k2δ

[σF ]
0

= k1 -

d1

với k1 k2 là hệ số phụ thuộc vào ứng suất căng ban đầu

σ0

và loại đai.

Ta có:
σ0

Do góc nghiêng của bộ truyền 60° ≥ β và định kỳ điều chỉnh khoảng cách trục nên =>
1,8 Mpa

Tra bảng B

4.9
[ 1]
56

với σ0 = 1,8 Mpa, ta được k1 = 2,5 , k2= 10

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

=


Đồ án Cơ học máy

=>

[σF ]0

SV: Hoàng Thị Thu Hương

10.6, 25
250

= 2,5 -

Cα = 1- 0,003

= 2,25 Cα – Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1:

( 180° − α1 )

= 1- 0,003(180°- 167,7°) = 0,963

Cv- Hệ số ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ bám của đai trên bánh đai :
Cv = 1- kv(0,01 v2 -1), do sử dụng đai vải cao su nên kv = 0,04

 Cv = 1- 0,04(0,01.19,082-1) = 0,894

C0- Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí của bộ truyền và phương pháp căng đai. Tra bảng B
4.12
[ 1]
57

với góc nghiêng của bộ truyền ngoài β = 50°,ta được C0 = 1

=>

[σF ] [σF ]0
=

Chiều rộng đai:

Tra bảng B
tính được.

4.1
[ 1]
51

CαCvC0 = 2,25.0,963.0,894.1 = 1,937 ( Mpa )

b=

Ft K d
[σF ] δ

== 55,89 ( mm )

, ta được b = 63 ( mm ),chú ý chọn b lớn hơn và gần nhất với giá trị vừa

Chiều rộng bánh đai B: Tra bảng B
(mm )

21.26
[ 2]
164

theo chiều rộng đai b = 63 ,được B = 71

3. Xác định sức căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
Sức căng ban đầu : F0 =

σ 0δ b

= 1,8.6,25.55,89 = 628,76 ( N )

Lực tác dụng lên trục : Fr = 2F0

α 
sin  1 ÷
 2 

= 2.628,76.sin= 1250,28 ( N )

4. Bảng tổng hợp các thông số cơ bản của bộ truyền đai dẹt:
P = 9,93 ( kw )

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

±

1


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

n1 = 1458 ( vg/ph )
M1 = 65042,18 ( N.mm )
u = uđ = 2,119
β = 50°
Thông số

Ký hiệu

Đơn vị

Giá trị

Loại đai

Đai dẹt

Đường kính bánh đai nhỏ

d1

( mm )

250

Đường kính bánh đai lớn

d2

( mm )

521,8

Chiều rộng đai

b

( mm )

55,89

Chiều rộng bánh đai

B

( mm )

71

Chiều dài đai

L

( mm )

3724

Chiều dày đai

δ

( mm )

6,25

Khoảng cách trục

a

( mm )

1250

Góc ôm bánh đai nhỏ

α1

Độ

167,7

Lực căng ban đầu

F0

(N)

628,76

Lực tác dụng lên trục

Fr

(N)

1250,28

Phần 3 : Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Trong
I. Tính toán thiết truyền động bánh răng côn răng thẳng
Thông số đầu vào:
HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

±

1


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

P = P1 = 9,34 ( kW )
M = M1 = 129646,8 ( N.mm )
n = n1 = 688
u = ubr = 3,83
Lh = 15600
1. Chọn vật liệu làm bánh răng :
Tra bảng B, ta chọn:
Vật liệu bánh lớn:
- Nhãn hiệu thép: Thép 45
- Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện
- Độ rắn: HB = 192 240; ta chọn HB2 = 230
- Giới hạn bền: = 750 ( Mpa )
- Giới hạn chảy: = 450 ( Mpa )
Vật liệu bánh nhỏ:
- Nhãn hiệu thép: Thép 45
- Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện
- Độ rắn: HB = 241 285; ta chọn HB1 = 245
- Giới hạn bền: = 850 ( Mpa )
- Giới hạn chảy: = 580 ( Mpa )
Chú ý: Chọn vật liệu của hai bánh răng đều phải là vật liệu nhóm I : HB 350 và nên
chọn HB1 = HB2 + 10 15

2. Xác định ứng suất cho phép:
a. Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép:
= ZRZVKXHKHL
= YRYSKXFKFL
HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

Trong đó: Chọn sơ bộ ZRZVKXH = 1
YRYSKXF = 1
SH , SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn , tra bảng B
với
- Bánh răng chủ động: SH1 = 1,1 ; SF1 = 1,75
- Bánh răng bị động: SH2 = 1,1 ; SF2 = 1,75

; - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
= 2HB + 70
= 1,8HB
=> Bánh chủ động = 2HB1 + 70 = 2.245 +70 = 560 ( MPa )

= 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 ( MPa )
Bánh bị động = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 ( MPa )

= 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 ( MPa )
KHL , KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến thời gian phục vụ và chế tài tải trọng của bộ truyền
KHL =

;

KFL =

Trong đó mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi khử về ứng suất ứng tiếp xúc. Do bánh răng
có HB 350 nên => mH = 6 và mF = 6
NHO ; NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

NHO = 30.
NFO = 4. Do đối với tất cả các loại thép thì NFO = 4. nên :
NHO1 = 30. = 30. 2452,4 = 1,63.107
NHO2 = 30. = 30.2302,4 = 1,4.107
NFO1 = NFO2 = 4.

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

NHE ; NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, nếu bộ truyền chịu tải trọng tĩnh thì:
NHE = NHF = 60.c.n.tz ; trong đó:
c - số lần ăn khớp trong một lần quay, c = 1
n - Vận tốc vòng của bánh răng.
tz - tổng số giờ làm việc của bánh răng.
=> NHE1 = NFE1 = 60.c.n1. = 60.1.688.15600 = 644.106
NHE2 = NFE2 = 60.c.n2. = 60.c.. = 60.1..15600 = 168.106
Ta có:
NHE1 > NHO1 => lấy NHE1 = NHO1 => KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 => lấy NHE2 = NHO2 => KHL2 = 1
NFE1 > NFO1 => lấy NFE1 = NFO1 => KFL1 = 1
NFE2 > NFO2 => lấy NFE2 = NFO2 => KFL2 = 1
Do đó
= ZRZVKXHKHL1 = .1 = 509,1 ( MPa )
= ZRZVKXHKHL2 = .1 = 481,8 ( MPa )
= YRYSKXFKFL1 = .1 = 252 ( MPa )
= YRYSKXFKFL2 = .1 = 236,6 ( MPa )

Do là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng => = min(; ) = 481,8 ( MPa )
b. Ứng suất cho phép khi quá tải:
max

= 2,8.min(; ) = 2,8.580 = 1624 ( MPa )

max

= 0,8. = 0,8.580 = 464 ( MPa )

max

= 0,8. = 0,8.450 = 360 ( MPa )

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

3. Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài:
Re = KR ; với:
KR - Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng và loại răng: Đối với bộ truyền bánh răng côn
thẳng làm bằng thép => KR = 50 MPa1/3
M1 - Môment trên trục chủ động: M1 = 129646,8 ( Nmm )
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: = 481,8 ( MPa )
u - Tỉ số truyền: u = 3,83
Kbe - Hệ số chiều rộng vành răng : Chọn sơ bộ Kbe = 0,25 0,3
=> = = 0,6

; - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về ứng
suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng B với:

= 0,6
+ Sơ đồ bố trí là sơ đồ : I
+ HB < 350
+ Loại răng thẳng
Ta được:= 1,13

= 1,25

Do vậy:
Re = KR .
= 50. . = 181 ( mm )
4. Xác định các thông số ăn khớp:
a. Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bình mte; mtm:
Đường kính vòng chia ngoài:
HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

= 91,5 ( mm )


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

Tra bảng B với = 91,5 ( mm ) và tỉ số truyền u = 3,83 ta được số răng: = 17
Với HB < 350 => 1,6.17 = 27,2
Chọn 27 ( chú ý làm tròn tới số nguyên gần nhất )
Đường kính vòng trung bình và mô đun vòng trung bình:

) ( 1 - 0,5.0,27 ).91,5 = 79,15 ( mm )
= 2,93 ( mm )
Mô đun vòng ngoài:

mte = = = 3,4 ( mm )

Tra bảng B ta chọn mte theo tiêu chuẩn: mte = 4 ( mm )
Mô đun vòng trung bình: mtm = ( 1 - 0,5Kbe )mte = ( 1 -0,5.0,27).4 = 3,46 ( mm )
b. Xác định số răng:
Z1 =

= = 22,88 lấy Z1 = 23 , ( chú ý làm tròn )

Z2 = u.Z1 = 3,83.23 = 88,09 , chọn Z2 = 88 ( làm tròn Z2 , gần với giá trị tính được nhất )
Tỷ số truyền thực tế: Ut =

= = 3,826

Sai lệch tỷ số truyền:
u = .100 = .100%= 0,001% < 4% => thỏa mãn.
Xác định góc côn chia
= arctg = arctg = 14,65
= 90 - = 90 - 14,65 = 75,35
d. Xác định hệ số dịch chỉnh
Đối với bộ truyền bánh răng côn thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều: x1 + x2 = 0
Tra bảng B với Z1 = 23, ut = 3,826

ta được: x2 = - x1 = - 0,39 => x1 = 0,39
e. Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài:
HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

Đường kính trung bình: dm1 = mtm.Z1 =3,46.23 = 79,58 ( mm )
dm2 = mtm.Z2 = 3,46.88 = 304,48 ( mm )
Chiều dài côn ngoài: Re = . = = 181,9( mm )
5. Xác định các hệ số và các thông số động học:
Tỷ số truyền thực tế: = 3,826
Vận tốc vòng của bánh răng: V = = = 2,87 ( m/s )
Tra bảng B với bánh răng trụ răng thẳng và v = 2,87 ( m/s ) ta được cấp chính xác của

bộ truyền là : CCX = 8
Tra phục lục PL với
- CCX = 8

- HB < 350

- Răng côn thẳng

- v = 2,87 ( m/s )

Nội suy tuyến tính ta được: K Hv;KFv - Hệ số tải trọng trong vùng ăn khớp khi tính về ứng
suất tiếp xúc, uốn = 1,1

= 1,28

Từ thông tin trang 91 và 92 trong ta chọn:

Ra = 2,5 1,25 => ZR = 0,95
HB < 350 => Zv = 0,85.v0,1 = 0,95 khi v >5 ( m/s ) còn khi v 5 ( m/s ) thì Zv = 1
da2 = dm2 = 304,48 ( mm ) < 700 ( m/s ) => KXH = 1; KXF = 0,95
Ta có khoảng cách trục : = 43(3,83 +1) = 159,76 ( mm ), làm tròn đến số nguyên gần nhất
=> = 160
Môđul: m = (0,01 0,02)aw = ( 1,6 3,2 )(mm )
Tra bảng B chọn m theo tiêu chuẩn m = 2 (mm )
Chọn YR = 1 – Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chân răng
Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 - 0,0695.ln2 = 1,03 ( mm )
Hệ số tập trung tải trọng:

= 1,03

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

= 1,08


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

, –Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc , uốn :
Do bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng => , = 1

6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:
a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc:
= ZMZHZ
- Ứng suất tiếp xúc cho phép = 481,8
ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: tra bảng B

ta có ZM = 274 Mpa1/3
ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc: tra bảng B với x 1 + x2 = 0 và = 0 ta được
ZH = 1,76
Z – Hệ số sự trùng khớp của răng. Z = , với:
Hệ số sự trùng khớp của răng:
1,88 – 3,2 1,88 – 3,2 1,78
= = = 0,86
KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = = 1.1,03.1,1 = 1,13
b - Chiều rộng vành răng: b = KbeRe = 0,27.181 = 48,87 ( mm ); => b = 49
Thay vào ta được: = ( MPa ) = 274.1,76.0,86 = 444,4
Kiểm tra: Ta có
Nếu .100 = . 100% = 7,76% 10 là đúng => chấp nhận
b. Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
=
=
- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động, xác định theo phần trên
KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = = 1.1,08.1,28 = 1,38
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: =
HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

= = 0,56


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

- Hệ số kể đến độ nghiêng cuả răng: = 1 - = 1 - = 0,67
- Hệ số dạng răng, tra bảng B có Zv1 = 33,14, Zv2 = 126,8
Ta được: YF1 = 3,48

YF2 = 3,66

Thay vào đó ta được:

= = = 70,48 ( MPa ) = 252
= = = 74,13 ( MPa ) = 236,6=> thỏa mãn.
c. Kiểm nghiệm về quá tải:
= = 481,8. = 646,4 ( MPa ) = 1624 ( MPa )
= = 1,8.70,48 = 126,86 ( MPa ) = 464 ( MPa )
= = 1,8.74,13 = 133,43 ( MPa ) = 360 ( MPa )
Nếu đúng => thỏa mãn nếu sai thì chọn lại vật liệu và tính lại.
Ở đây Kqt là hệ số quá tải: Kqt = = 1,8
7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:
Đường kính vòng chia : de1 = mteZ1 = 4.23 = 92 ( mm )
d e2 = mteZ2 = 4.88 = 352 ( mm )
Chiều cao răng ngoài: he = 2,2mte = 2,2.4 = 8,8 ( mm )
Chiều cao đầu răng ngoài: hte = cos = cos 01
h ae1 = ( hte + x1 )mte = ( 1 + 0,38 ).4 = 5,52 ( mm )
h ae2 = ( hte + x2 )mte = ( 1 - 0,38 ).4 = 2,48 ( mm )
Chiều cao chân răng ngoài: hfe1 = he – hae1= 8,8 – 5,52 = 3,28 ( mm )
hfe2 = he – hae2= 8,8 - 2,48 = 6,32 ( mm )
Đường kính đỉnh răng ngoài:
dae1 = de1 +2hae1cos = 92 + 2.5,52.cos14,65 = 102,68 ( mm )
dae2 = de2 +2hae2cos = 352 + 2.2,48.cos75,43 = 353,25 ( mm )
HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

8. Bảng tổng hợp các thông số bộ truyền :
Thông số

Ký hiệu

Đơn vị

Giá trị

Chiều dài côn ngoài
Mô đun vòng ngoài
Chiều rộng vành răng

Re
mte
B

( mm )
( mm )
( mm )

181,9
4
49

Tỷ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng của bánh răng

ut
Z1
Z2
x1
x2
de1

( mm )

3,826
0
23
88
0,38
-0,38
92

de2

( mm )

352

Hệ số dịch chỉnh chiều cao
Đường kính vòng chia ngoài
Góc côn chia

1

14,65

2

75,36

Chiều cao răng ngoài

he

( mm )

8,8

Chiều cao đầu răng ngoài

hae1

( mm )

5,52

hae2

( mm )

2,48

hfe1

( mm )

3,28

hfe2

( mm )

6,32

dae1

( mm )

102,68

dae2

( mm )

353,25

Chiều cao chân răng ngoài
Đường kính đỉnh răng

II. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Thông số đầu vào:
P = P2 = 8,78 ( kW )
M = M2 = 466787,29 ( kW )
n = n2 = 179,63

u = ubr = 2,61
Lh = 15600 (h)
1. Chọn vật liệu làm bánh răng :

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

Tra bảng B, ta chọn:
Vật liệu bánh lớn:
- Nhãn hiệu thép: Thép 45
- Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện
- Độ rắn: HB = 192 240; ta chọn HB2 = 230
- Giới hạn bền: = 750 ( Mpa )
- Giới hạn chảy: = 450 ( Mpa )
Vật liệu bánh nhỏ:
- Nhãn hiệu thép: Thép 45
- Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện
- Độ rắn: HB = 241 285; ta chọn HB1 = 245
- Giới hạn bền: = 850 ( Mpa )
- Giới hạn chảy: = 580 ( Mpa )
Chú ý: Chọn vật liệu của hai bánh răng đều phải là vật liệu nhóm I : HB 350 và nên
chọn HB1 = HB2 + 10 15

2. Xác định ứng suất cho phép:
a. Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép:

= ZRZVKXHKHL
= YRYSKXFKFL
Trong đó: Chọn sơ bộ ZRZVKXH = 1
YRYSKXF = 1
SH , SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn , tra bảng B
với
- Bánh răng chủ động: SH1 = 1,1 ; SF1 = 1,75
- Bánh răng bị động: SH2 = 1,1 ; SF2 = 1,75
HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

; - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
= 2HB + 70
= 1,8HB
=> Bánh chủ động = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 ( MPa )
= 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 ( MPa )
Bánh bị động = 2HB2 + 70 = 2.230 +70 = 530 ( MPa )
= 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 ( MPa )
KHL , KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến thời gian phục vụ và chế tài tải trọng của bộ truyền
KHL =

KFL =

Trong đó mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi khử về ứng suất ứng tiếp xúc. Do bánh răng
có HB 350 nên => mH = 6 và mF = 6
NHO ; NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

NHO = 30.
NFO = 4. Do đối với tất cả các loại thép thì NFO = 4. nên :
NHO1 = 30. = 30.2452,4 = 1,63.107
NHO2 = 30. = 30.2302,4 = 1,4.107
NFO1 = NFO2 = 4.
NHE ; NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

aw = Ka( u +1 ) với:
Ka – Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng, tra bảng B
=> Ka = 43 Mpa1/3
M1 – Mômen xoắn trên trục chủ động: M1 = 466787,29 ( N.mm )
– Ứng suất tiếp xúc cho phép: = = 495,45 ( Mpa )
u – Tỷ số truyền: u = 2,61
= – Hệ số, với bw là hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng B.
Ta có = 0,33
; – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc và uốn. Tra bảng B ( sơ đồ 5 ) và xác định
= 0,5.(u+1) = 0,5.0,33.(2,61+1) = 0,6
ta được: = 1,03 , = 1,08
=> = 43(2,61 +1) = 204,13 ( mm ), làm tròn đến số nguyên gần nhất => = 204
HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

4. Xác định thông số ăn khớp:
a. Môđul:

m = (0,01 0,02)aw = ( 2 4,08 )(mm )
Tra bảng B chọn m theo tiêu chuẩn m = 3 (mm )
b. Xác định số răng:
Chọn sơ bộ = 14 => cos = 0,970296
Z1 =

= = 36,5 chọn Z1 gần với giá trị tính được nhất, phải > 17

=> Z1 = 37

Z2 = u.Z1 = 2,61.37 = 96,57, chọn Z2 = 97

Tỷ số truyền thực tế:

Ut =

= = 2,62

Sai lệch tỷ số truyền:
u = .100 = = 0,038% < 4% => thỏa mãn.
Xác định góc nghiêng của răng:
Cos = = = 0,985; chú ý phải nằm trong khoảng 820
=> = arccos(cos) = 9,94
d. Xác định góc ăn khớp:
=> = = arctag = arctag = 20,28
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:
= arctag(costg) = arctag(cos 20tg 9,94) = 9,34
5. Xác định các hệ số và các thông số động học:
Tỷ số truyền thực tế: = 2,62
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

= = = 112,7 ( mm )
= 2. - = 2.204 – 112,7 = 295,3( mm )
Vận tốc vòng của bánh răng:
V=

= = 1,06( m/s )

Tra bảng B với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,06 ta được cấp chính xác của bộ

truyền là : CCX = 9
Tra phục lục PL với
- CCX = 9

- Răng nghiêng

- HB < 350

- v = 1,06 ( m/s )

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

Nội suy tuyến tính ta được:
KHv = 1,01

KFv = 1,04

Từ thông tin trang 91 và 92 trong ta chọn:
Ra = 2,5 1,25 => ZR = 0,95
HB < 350 => Zv = 0,85.v0,1 = 0,86 khi v >5 ( m/s ) còn khi v 5 ( m/s ) thì Zv = 1
da2 = dw2 = 295,3 ( mm ) < 700 ( m/s ) => KXH = 1 là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước
Chọn YR = 1 – Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chân răng
Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1 là hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối
với tập trung ứng suất , với m – môđun, tính bằng mm.
Do da2 dw2 = 295,3 ( mm ) 700 ( mm ) => KxF = 1 là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước
bánh răng đến độ bền uốn.
Hệ số tập trung tải trọng:
= 1,03

= 1,08

, –Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc uốn :
Do bộ truyền là bánh răng trụ răng nghiêng => , = 1,37
Tra bảng: 6.15 và 6.16 có: = 0,002; =73; = 0,006
vH = ..v. = 0,002.73.1,06. = 1,37 , – Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về
ứng suất tiếp xúc, uốn: Với: bw= aw . = 204.0,33 = 67,32
= 1 + = 1 + = 1,01
vF = 0,006.73.1,06. = 4,1
KFv = 1 + = 1 + = 1,02
6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:
a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc:

= ZMZHZ
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp , tra bảng B
ta có ZM = 274 Mpa1/3

HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
ZH =

= = 1,74

Z – Hệ số sự trùng khớp của răng, phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang và hệ số trùng
khớp dọc :
Hệ số trùng khớp ngang:
1,88 – 3,2 = 1,88 - 3,2 = 1,83
Hệ số trùng khớp dọc:
=

= = 1,23

Ta có 1 nên: =

= = 0,74

KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH = = 1.1,03.1,05 = 1,08
bw - Chiều rộng vành răng:
bw = = 0,33.204 = 67,32 chọn bw = 67
Thay vào ta được:

= 274.1,74.0,74. = 471,83 ( MPa )
Tính chính xác = ZvZRKxH = 495,45.1.0,95.1 = 470,68
Kiểm tra:
Ta có
Nếu .100 = .100 10 => đúng
b. Kiểm nghiệm về độ bền uốn
=

=
- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động.
KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
KF = = 1,37.1,08.1,02 = 1,51
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh

= = = 0,55


Đồ án Cơ học máy

SV: Hoàng Thị Thu Hương

- Hệ số kể đến độ nghiêng cuả răng: = 1 - = 1 - = 0,93
- Hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng tương đương:
= = = 38,7

=

= = 101,5

Tra bảng B với: = 40

x1 = 0
= 100

x2 = 0

Ta được: YF1 = 3,7
YF2 = 3,6
Thay vào đó ta được:
=

= = 117,8 ( MPa ) = 400,9

=

= = 114,6 ( MPa ) = 236,6

Nếu đúng => thỏa mãn, nếu sai thì tăng m và tính lại.
c. Kiểm nghiệm về quá tải:
= = 470,68. = 631,48 ( MPa ) = 2,8. = 2,8.450 = 1260 ( MPa)

= = 1,8.117,8 = 212 (MPa ) = 0,8. = 0,8.580 = 464 ( MPa )
= = 1,8.114,6 = 206,3 ( MPa ) = 0,8.= 0,8.450 = 360 (MPa )
=> thỏa mãn.
Ở đây Kqt là hệ số quá tải: Kqt = = 1,8
7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng;
Đường kính vòng chia:

d1 =

= = 112,7 ( mm )

d2 =

= = 295,4( mm )

Khoảng cách trục chia: a = 0,5( d1 + d2 ) = 0,5( 112,7 + 295,4) = 204 ( mm )
Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 112,7 + 2.3 = 118,7 ( mm )
da2 = d2 + 2m = 295,4 + 2.3 = 301,4 ( mm )
Đường kính đáy răng: df1 = d1 - 2,5m = 110,8 - 2,5.3 = 105,2( mm )
df2 = d2 - 2,5m = 295,4- 2,5.3 = 287,9( mm )
HD: Th.S Nguyễn Duy Chỉnh