đồ án thiết kế máy bánh răng côn 1 cấp

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

1

MỤC LỤC
4.5.2. Các chi tiết khác.....................................................................................................52
4.5.3. Bôi trơn ổ lăn.........................................................................................................55
4.5.4. Che kín ổ lăn...........................................................................................................55

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

2

LỜI NÓI ĐẦU
Nhiều thế kỷ qua sự phát triển kinh tế trên thế giới đòi hỏi con người tìm tòi
những công nghệ mới để ứng dụng vào sản xuất .Trong đó, cơ khí là ngành quan
trọng góp phần cho sự phát triển kinh tế của các nước trên thế giới cũng như ở Việt
Nam. Ngành cơ khí chế tạo máy đã giúp chúng ta sản xuất ra nhiều chi tiết, bộ phận
máy móc có hình dạng kích thước cụ thể để thoả mãn trong chừng mực nhất định
đáp ứng các yêu cầu về kinh tế kỹ thuật và các yêu cầu khác. Vì vậy, chi tiết máy là
môn học quan trọng của ngành cơ khí chế tạo, nên nghiên cứu làm đồ án môn học
này là vấn đề quan trọng và cần thiết đối với mỗi sinh viên.

Đồ án thiết kế máy nhằm giúp cho sinh viên biết vận dụng những kiến thức đã
học, làm quen với cách sử dụng tài liệu để tra bảng và nguyên tắc chọn các thông
số chủ yếu, đồng thời có khả năng kết hợp so sánh những kiến thức trên lý thuyết
với thực tế sản xuất. Cụ thể là tính toán hình dạng, kích thước và khả năng làm việc
trong một điều kiện nhất định, về yêu cầu kỹ thuật, kinh tế và các yêu cầu khác để
thiết kế các bộ truyền bánh răng, bộ truyền xích, bộ truyền đai, thiết kế trục, then và
các bộ phận liên quan của môn học.
Vì đây là lần đầu tiên học xong phần lý thuyết và được giao nhiệm vụ làm đồ
án chi tiết máy, khi bắt tay vào công việc mới này em đã cố gắng tính toán các vấn
đề một cách cẩn thận, tìm tòi tham khảo tài liệu và được sự hướng dẫn tận tình của
thầy Nguyễn Quốc Bảo. Tuy nhiên, với kiến thức có hạn và lần đầu tiên thiết kế
nên chắc chắn không thể tránh được những sai xót. Rất mong được sự quan tâm chỉ
bảo của quý thầy để em hoàn thành đồ án được tốt hơn.
Em xin chân thành cảm ơn.
Quảng ngãi 28 tháng 02 năm 2016
Sinh viên thực hiện
Nguyễn Tăng Huệ
SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

3

PHẦN I
GIỚI THIỆU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

1:GIỚI THIỆU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG.
1.1: Giới thiệu tên hộp giảm tốc bánh răng côn bánh răng trụ hai cấp :
Đúng như tên gọi của nó hộp giảm tốc dùng để giảm chỉ số vòng quay của các trục
đâu ra. Vì vận tốc quay của động cơ quá lớn trong khi đó chúng ta chỉ cần số vòng
quay nhỏ ở đây vận tốc của băng tải ta chỉ cần 0.72 m/s.
1.2: Ưu nhược điểm của bộ truyền xích:
* Ưu điểm:
+ Có thể truyền động giữa các trục xa nhau < 8m.
+ Có khả năng chịu tải cao hơn bộ truyền đai.
+ Hiệu suất truyền động xích cao hơn hiệu suất truyền động đai.
+ Lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với bộ truyền đai vì lực căng ban đầu không
lớn.
+ Có thể truyền chuyển động và công suất cùng một lúc đến nhiều trục.
+ Tỷ số truyền ổn định vì không xảy ra trược.
+ Kích thước nhỏ hơn so với bộ truyền đai.
* Nhược điểm:
+ Gía thành tương đối cao vì có kết cấu phức tạp.
+ Có nhiều tiếng ồn khi làm việc vì có va đập.
+ Vận tốc tức thời của đĩa xích và đĩa bị dẫn thay đổi theo thơi gian không ổn định.
+ Yêu cầu cần phải bảo dưỡng, bôi trơn thường xuyên và phức tạp hơn so vơi bộ
truyền đai.
+ Chóng hỏng khi làm việc trong môi trường nhiều bụi bẩn và không được bôi trơn
thường xuyên.
1.3: Đặc điểm của hộp giảm tốc:
- Đây là hộp giảm tốc hai cấp gồm có cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ.
- Truyền động bánh răng côn dùng để truyền chuyển động giữa các trục giao nhau
góc giữa hai trục thường là 900.
- Bánh răng trụ răng thẳng dùng để truyền chuyển động giữa hai trục song song
nhau ở đây là truyền từ trục 2 sang trục 3. Từ đó truyền chuyển động đến bộ truyền
xích và kéo trục tang.

1.4: Vấn đề bôi trơn của hệ thống:
1.4.1: Bôi trơn phần ổ lăn:
Bôi trơn bộ phận ổ nhằm mục đích giảm các ma sát giữa các chi tiết lăn, chống
mòn, tạo điều kiện thoát nhiệt tốt, bảo vệ bề mặt của chi tiết không bị han gỉ, giảm
tiếng ồn và bảo vệ ổ khỏi bụi bám.
Khi chọn cách bôi trơn cần chú ý đến điều kiện sau:
- Vận tốc vòng ổ quay.
- Tải trọng tác động.
SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

4

- Nhiệt làm việc và đặc điểm của môi trường xung quanh.
- Chất bôi trơn thường dùng là dầu hoặc mỡ.
1.4.2: Bôi trơn hộp giảm tốc:
- Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát
nhiệt tốt và đề phòng các thiết bị không bị gỉ chúng ta cần phải bôi trơn liên tục các
bộ truyền trong hộp giảm tốc. Việc chọn hợp lý dầu, độ nhớt và phương pháp bôi
trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của các bộ truyền, nâng cao tuổi thọ của hộp giảm tốc.
- Các phuong pháp bôi trơn hộp giảm tốc:
+ Bôi trơn lưu động
+ Bôi trơn ngâm dầu
+ Các loại dầu thường để bôi trơn hộp giảm tốc:

+ Dầu công nghiệp
+ Dầu tua bin
1.4.3: Bôi trơn bộ truyền xích:
- Đây là vấn đề có ảnh hưởng rất lớn đến tuổi thọ của xích.
- Khi vận tốc v ≤4m/s. Sử dụng phương pháp bôi trơn theo chu kỳ, khi vận
tốc v ≤ 6m/s sử dụng phuong pháp bôi trơn nhỏ giọt, khi v≥ 6m/s tốt nhất là
bôi trơn liên tục bằng cách ngâm một đĩa trong dầu.
PHẦN 2
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
Các số liệu cho trước
+ Lực tác dụng :
p = 12200 N
+ Vận tốc băng tải:
V = 0,72 m/s
+ Đường kính tang:
D = 480 mm
+ Thơi gian:
t= 5 năm
+ Ca/ ngày
2
+ Giờ/ca
6
2.1: Chọn động cơ điện.
- Tính hiệu suất của hệ thống:
Ta có:
η = η h .ηkn .η 3ol .η x = 0,886

- Trong đó:
+ Hiệu suất bánh răng nón:
+ Hiệu suất bánh răng trụ:

+ Hiệu suất của bộ truyền xích:
+ Hiệu suất của ổ lăn (ba cặp):
+ Hiệu suất của khớp nối:
- Tính công suất trên băng tải:

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

ηn = 0,97
ηt = 0,97
η x = 0, 97
ηol = 0, 99
η kn = 1

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
N yc =

Trang

5

p.v 12200.0, 72
=
= 8.784 kw
1000
1000

- Tính công suất của hệ thống:

N ct =

N yc

η

=

8, 784
= 9,914 kw
0,886

Trong đó: Nct là công suất cần thiết trên trục động cơ.
Nyc là công suất yêu cầu.
- Chọn động cơ điện.
+ Chọn công suất.
- Để hệ thống làm việc được thì công suất động cơ được chọn phải thỏa mãn điều
kiện sau:
Ndc ≥ Nct = 9,914 kw
- Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn Nct. Trong tiêu chuẩn động cơ
 2P



điện có nhiều loại động cơ điện thỏa mãn điều kiện này theo bảng  [ 1]  ta chọn
 322 
sơ bộ động cơ điện che kín quạt gió A02-52-4 có.
+ Công suất động cơ: 10 kw
+ Số vòng quay động cơ: ndc = 1460 vòng/phút
+ Hiệu suất động cơ: ηdc = 0,89

+ Khối lượng động cơ: mdc = 107 kg
+ Có giá thành không đắt lắm, kích thước nhỏ gọn, Dễ sử dụng và có tỉ số
truyền có thể phù hợp với hệ thống dẫn động.
2.2: Phân phối tỉ số truyền
- Tính số vòng quay trục tang:
ntg =

60.1000.v 60.1000.0, 72
=
= 28, 66 vòng/phút
π .D
3.14.480

- Xác định tỉ số truyền chung:
n

1460
dc
ich = n = 28, 66 = 50,94
tg
- Phân phối tỉ số truyền:
ich = ih.ix = ibn.ibc.ix
Trong đó: ich tỉ số truyền chung của toàn hệ thống.
ih tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
ibn tỉ số truyền của bánh nhanh (bánh nón).
ibc tỉ số truyền của bánh răng chậm (bánh trụ).
ix tỉ số truyền của bộ truyền xích.
- Tỉ số truyền là đặc trưng, Là tiêu chí kĩ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, Chất
lượng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc được
dựa theo nguyên tắc:

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

6

+ Kích thước và trọng lượng của hộp giảm tốc là nhỏ nhất.
+ Điều kiện bôi trơn là tốt nhất.
+ Trong hộp giảm tốc có cặp bánh răng côn răng thẳng và cặp bánh răng trụ
răng thẳng để hai cặp bánh răng này được ngâm dầu như nhau thì đường kính phải
gần bằng nhau.
Chọn trước: ibn = (0,22 ÷ 0,28)ibc
2−2


[ 1] 
Tra bảng 
 32

Ở đây ta chọn: ibn = 0,25ih

ix = 4,5

i

50, 94

ch
Mà: ih = i = 4,5 = 11,32
x

ih

1

Khi đó: ibc = 0, 25.i = 0, 25 = 4
h
Vậy: ibn = 0,25.11,32 =2,83
2.3: Tính toán tốc đọ quay trên các trục
Trục I:
ndc = nI = 1460 vòng/phút
Trục II:
Trục III:

ndc nI 1460
=
=
= 515,9 vòng/phút
i1
ibn 2,83
n
n
515,9
nIII = I = II =

= 128,98 vòng/phút
i2 ibc
4
nII =

2.4: Tính công suất trên các trục.
- Công suất danh nghĩa của trục động cơ:
Ndndc = Nct = 9,914 kw
- Công suất danh nghĩa trên trục I:

N I = N ct .ηkn .ηol .ηbn = 9,914.1.0,99.0,97 = 9,52 KW

- Công suất trên trục II:

N II = N I .ηol .ηbc = 9,52.0,99.0,97 = 9,14 KW

- Công suất trên trục III:

N III = N II .ηol .η x = 9,14.0,99.0,97 = 8, 78KW
6 N ct
6 9,914
- Trục động cơ: M dc = 9,55.10 . n = 9,55.10 . 1460 = 64848, 42 N.mm
dc
N
9,52
M I = 9,55.106. I = 9,55.106.
= 62271,33 N.mm
- Truc I:
nI
1460

N
9,14
M II = 9,55.106. II = 9,55.106.
= 169139, 64 N.mm
- Trục II:
nII
515,9
N
8, 78
M III = 9,55.106. III = 9,55.106.
= 650093, 04 N.mm
- TrụcII:
nIII
128,98

Bảng hệ thống các số liệu tính được:
SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

7

Trục
Trục động cơ

Trục I

Trục II

Trục III

Thông số

i

ibn = 2,83

n (vg/ph)

ix = 4,5

1460

1460

515,9

128,98

9,914

9,52

9,14

8,78

64848,42

62271,33

169193,64

650093,04

N (kW)
M (N.mm)

ibc = 4

PHẦN 3
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.
3.1: Thiết kế bộ truyền xích.
3.1.1: Chọn loại xích.
- Xích có 3 loại: xích ống, Xích con lăn và xích răng.
+ Xích ống đơn giản, Giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con
lăn, Nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh, Vì vậy chỉ dùng trong các bộ
truyền không quan trọng và có tải trọng nhỏ.
+ Xích con lăn giống như xích ống chỉ khác phía ngoày ống lắp thêm con
lăng, Nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa. Kết quả độ bền
mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, Chế tạo nó không phức tạp bằng xích
răng, Do đó xích con lăn đươc sử dụng khá rông rãi. Nó dùng thích hợp khi vận
tốc làm việc dưới 10 đến 15 m/s. Ưu tiên sử dụng xích một dãy nếu tải trọng
quá lớn thì có thể dùng xích 2,3,4 dãy.
+ Xích răng ưu điểm khả năng tải khá lớn, Làm việc êm, Nhưng chế tạo

phức tạp nên giá thành cao hơn xích con lăn do vậy chỉ nên sử dụng xích răng
trên 10 đến 15 m/s.
- Chính vì vậy đối với bộ truyền động này thì ta chỉ chọn bộ truyền xích con lăn
1 dãy ( xích ống - con lăn) là phù hợp nhất.
3.1.2: Chọn số răng đĩa xích dẫn (z1) và tính số răng đĩa bị dẫn (z2).
Ta có: Z1 = 29 - 2.ix = 29 - 2.4,5 = 20 > 17 = Z1min Thỏa mãn điều kiện.
6−3
[ 1] ta chọn z1 = 21 răng
105
Z2 = ix. Z1 = 4,5.21 = 95 < Z2max = ( 100 ÷ 200 )

Tra bảng:

Thỏa mãn điều kiện.

Lấy Z2 = 92 răng
SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

8

Tỉ số truyền bộ truyền xích là:
ix =

Z 2 95
=
= 4,5
Z1 21

Đúng với lựa chọn ban đầu.

3.1.3: Tính bước xích t.
Chọn một trị số của bước xích t và lấy số răng của đĩa xích dẫn Z1 ở trên.
6 − 6 
[ 1] 

Theo  105 

K= kđ.ka.kđc.ko.kb.kc
Trong đó: kđ = 1 tải trọng êm
ka = 1 chọn khoảng cách trục A = (30 ÷ 50)t;
ko = 1 góc nghiêng nhỏ hơn 600;
kđc = 1,25 trục không điều chỉnh được;
kb = 1,5 bôi trơn định kỳ;
kc = 1,25 bộ truyền làm việc 2 ca.
Vậy: k = 1.1.1.1,25.1,5.1,25 = 2,34
+ kz hệ số răng đĩa dẫn
kz =

25 25
=
= 1,19
Z1 21

kn hệ số vòng quay: lấy (n01 = 200 vòng/ phút )
kn =

n01
200
=
= 1,55
n1 128,98

Công suất tính toán công thức

6−7
[1]
106

Nt = N.k.kz.kn = 8,87.2,34.1,19.1,55 = 38,28
Trong đó :
- Nt công thức tính toán.
- [ n] : công suất cho phép của bộ truyền xích.
- k hệ số điều kiện sử dụng xích.
Tra bảng

6−4
[1] với n01 = 200 vg/ph chọn được xích ống con lăn 1 dãy có :
106

t = 44,45mm, diện tích bản lề F= 394,3 mm2, có công suất cho phép là
[N] = 45,5 kW. Với loại xích này theo

6 −1

[1] tìm được kích thước chủ yếu của
103

xích, tải trọng phá hỏng Q = 10 kW, khối lượng một mắt xích q = 5,5 kg
Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện

6−9
[1] n1 ≤ ngh thì số vòng quay giới
107

hạn ngh của đĩa dẫn có thể đến 740 vg/ph, như vậy điều kiện được thỏa mãn.
(n1 = 128,98 vg/ph)
3.1.4: Định sơ bộ khoảng cách trục A:
A = ( 30 ÷ 50)t
ta chọn A = 40t =40.44,45 = 1778 mm
SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

9

3.1.5: Tinh số mắt xích X:
6−4




[1]
Tính số mắt xích công thức 
102


2

X=

2

Z1 + Z 2 2 A  Z 2 − Z1  t 21 + 95 2.40  95 − 21  1
+
+
+
+
= 138, 29
÷ =
÷
2
t  2π  A
2
1
 2π  40

Chọn X = 138
6 − 16




[1]
Kiểm nghiệm số lần va đặp trong một giây công thức 
 108


Z .n 21.128,98
=
= 1,31
15 X
15.138
6−7
[1] , số lần va đặp cho phép trong một giây [u] =25, cho nên
Tra bảng
109
u=

điều kiện
u ≤ [u] được thỏa mãn
3.1.6: Xác định khoảng cách trục A:
2
2
t
Z + Z2
Z + Z2 

 Z 2 − Z1  
6 −3 
X − 1
+ X − 1

−
8
Theo:  102 [1]
÷

÷
4
2
2 



 2π  

2
2
44, 45 
21 + 95
21 + 95 

 95 − 21  

A=
138 −
+  138 −
÷ − 8
÷ = 1697, 21 mm
4 
2
2 

2π  





A=

- Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn cần rút khoảng cách trục A theo một
khoảng: ∆A = ( 0, 002 ÷ 0, 004 ) A = 0, 003. A = 0, 003.1697, 21 = 5, 09 mm
Vậy lấy: A = 1692mm
3.1.7: Tính đường kính đĩa xích.
44, 45
=
= 298, 24
π
180
- Đĩa dẫn d1:
mm
sin
sin
Z1
21
t
44, 45
d2 =
=
= 1344,39
π
180

- Đĩa bị dẫn d2:
mm
sin
sin
Z2
95
d1 =

t

3.1.8: Tính lực tác dụng Fr.
6.107.N
- Fr = kt .
Z .n.t

6 − 17
[ 1]
109

- chọn kt = 1.15 khi bộ truyền nằm ngang.
- N = 8,78 kw ; Z =21 răng ; n = 128,98 vg/phút ; t = 44,45mm.
Ta có : Fr = 1,15.

6.107.8, 78
= 5031,88 N
21.128,98.44, 45

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

10

3.2: Thiết kế bộ truyền bánh răng.
- Truyền động bánh răng dùng để truyền động giữa các trục, Thông thường có
kèm theo sự thay đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc momen.
- Tùy theo vị trí tương đối giữa các trục, Phân ra truyền động bánh răng trụ,
(răng thẳng, răng nghiêng, răng chữ v) Vấn đề truyền động giữa các trục song song;
truyền động bánh răng côn ( răng thăng, răng nghiêng, răng cung tròn). Để truyền
chuyển động giữa các trục giao nhau; Truyền động bánh răng trụ chéo hoặc bánh
răng côn chéo đẻ truyền chuyển động giữa các trục chéo nhau.
- Trong hộp giảm tốc hai cấp này gồm có bánh răng côn răng thẳng và bánh
băng trụ răng thẳng.
- Trong quá trình làm việc, răng của bánh răng có thẻ bị hỏng ở các mặt như
tróc rỗ, mòn, dính hoặc hỏng ở chân răng như gảy, trong đó nguy hiểm nhất là tróc
rỗ măt răng và gảy răng.
3.2.1: Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh.
1.Chọn vật liệu chế tạo bánh côn và cách nhiệt luyện:

3 − 8 
 40 [1] 

Bánh nhỏ: thép 45 thường hoá
Giả sử đường kính phôi(100…300)mm
Ta có: σ bk = 580(

N
N
) σ ch = 290(
) ; HB =200
2 ;
mm
mm 2

Bánh lớn: thép 35 thường hoá
Giả sử rằng đường kính phôi(300…500)mm,
Ta có: σ bk = 480(

N
N
) σ ch = 240(
) ; HB=170
2 ;
mm
mm 2

2- Định ứng suất cho phép:
a)-Ứng suất tiếp xúc cho phép:
3 − 1 
 38 [1] 



[σ ] tx = [σ ] Nox × k N'

[σ ] Nox : ứng suất tiếp xúc cho phép phụ thuộc vào độ cứng Brinen HB của vật
liệu.

[σ ] Nox =2,6HB;

Ν 0 = 107

(

N
)
mm 2

Bánh răng nhỏ: [ σ ] Notx1 = 2,6.200 = 520 (

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

N
)
mm 2

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

Bánh răng lớn: [ σ ] Notx 2 =2,6.170 = 442 (
'

Ta có: k N = 6

11

N
)
mm2

N0
'
nếu N td ≥ N 0 thì k N = 1
N td

3 − 2 
 42 [1] 

K N' : Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc.

N 0 : Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc.
N td : Số chu kỳ tương đương
Nếu tải trọng không thay đổi :
3 − 3 
 42 [1] 

Số chu kỳ N td = N = 60.u.n.T
Với n - Số vòng quay trên một phút của bánh răng:
u - Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng: u = 1
T - Tổng số giờ làm việc:
T = 2.6.300.5 = 18000 (giờ)

Số chu kỳ tương đương bánh răng lớn:
N tđ 2 = 60.u.n2 .T = 60.1.515,9.18000 = 55, 7.107
Trong đó n2 =515,9(vòng/phút)

Số chu kỳ tương đương bánh răng nhỏ:
N tđ 1 = ibn .N tđ 2 = 2,83.55, 7.107 = 157, 6 ×107

Vậy: N tđ 1 , N tđ 2 > N0 = 107 do đó đối với cả hai bánh K N' = 1
Bánh răng nhỏ:

[σ ] tx1 = 520

N 
2 
 mm 

Bánh răng nhỏ:

[σ ] tx 2 = 442

N 
2 
 mm 

b)-Ứng suất uốn cho phép:
+ Khi răng làm việc một mặt răng chịu ứng suất thay đổi mạch động

[σ ] u = σ 0 k N
"

nK σ

=

(1.4 ÷ 1.6)σ −1k N"
nKσ

3 − 5 
 42 [1] 

σ 0 ; σ −1 - Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và trong chu kỳ đối xứng.
n - Hệ số an toàn

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

12

+ Đối với bánh răng nhỏ
Thường hoá:

n1=1,5

+ Đối với bánh răng lớn

Thường hoá:

n2=1,5

+ Hệ số tập trung ứng suất: K σ = 1,8
Kσ : Hệ số tập trung tải trọng ở chân răng

Đối với thép:

σ −1 = ( 0,4 ÷ 0,45).σ bk ≈ 0,43.σ bk

Giới hạn mỏi của thép 45:
σ −1 = 0,43σ bk = 0,43.580 = 249,4 (

N
)
mm2

Giới hạn mỏi của thép 35:
σ −1 = 0,43σ bk = 0,43.480 = 206,4 (

N
)
mm2

Nếu tải trọng không thay đổi tính theo công thức
K N"= m

N0
Nếu N td ≥ N 0 thì

N td

K N" = 1

K N" - Hệ số chu kỳ ứng suất uốn;

N 0 - Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi, có thể lấy N 0 = 5.106 ;
N td - Số chu kỳ tương đương;

vì Ν td 1 ; Ν td 2 > N 0 cho nên K N" = 1
Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
[σ ]u1 =

(1,4 ÷ 1,6)σ −1 .k ' N 1,5.249,4.1
=
= 138,5 6 N / mm 2
n.K σ
1,5.1,8

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
[σ ]u 2 =

(1, 4 ÷ 1, 6)σ −1.k "N 1,5.206, 4.1
=
= 114, 67 N / mm 2
n.Kσ
1,5.1,8

3- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = (1,3 ÷ 1,5)
Bộ truyền làm việc trung bình: chọn K = 1,4

4- Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
Bộ truyền chịu tải trọng trung bình ψ L = 0,3 ÷ 0,33 chọnψ L =
SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

b
= 0,3
L

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

13

L: Chiều dài nón
b: Chiều rộng răng
5- Xác định chiều dài nón L:
Bộ truyền bánh răng nón răng thẳng.
2



1.05 × 10 6
K×Ν

L ≥ i + 13 
 (1 − 0.5ψ L ) × [σ ] tx × i  0.85 ×ψ L × n2

2

 3 − 11 
 45 [1] 

n 2 - Số vòng quay trên một phút của bánh bị dẫn (vòng /phút)
N - Công suất của bộ truyền (KW)

[σ ] tx - ứng suất tiếp xúc cho phép(N/mm2)
2



1, 05.106
1, 4.9,52
L ≥ 2,83 + 1. 
= 138, 76mm
÷.
 (1 − 0,5.0,3).442.2,83  0,85.0,3.515,9
2

3

6-Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo của bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng nón
v=

π .d tb1.n1 2π L.(1 − 0,5ψ ).n1
=
60.1000

60.1000. i 2 + 1

⇒v=

 3 − 18 
 46 [1] 



2π .138, 76.(1 − 0,5.0,3).1460
= 6, 01(m / s )
60.1000. 2.832 + 1

Vận tốc này có thể chọn cấp chính xác 6

 3 − 11 
 46 [1] 



7- Định chính xác hệ số tải trọng k và chiều dài nón L
a) Hệ số tải trọng
K = K tt .K d

 3 − 19 
 47 [1] 

K tt -Hệ số tập trung tải trọng: K tt =1
Do bộ truyền có khả năng chạy mòn HB ≤ 350 và v<15(m/s) , tải trọng thay đổi ít.
K d -Hệ số tập trung tải trọng động : K d =1,2

 3 − 13 
 48 [1] 



Vậy hệ số tải trọng K =1.1,2=1,2
Khác so với dự đoán ở trên là 1,4
b) Tính lại chiều dài nón:

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
L = Lsb . 3

Trang

14

K
1, 2
= 138, 76. 3
= 131,81mm
K sb
1, 4

Lấy L = 132 mm

8.-Xác định modun, Số răng, Chiều rộng bánh răng nón:
 3 − 23 
[1] 
Môđun: ms = (0, 02 ÷ 0, 03).L = ( 0, 02 ÷ 0, 03 ) .132 = ( 2, 64 ÷ 3,96 ) 
 49

s

Chọn: m = 3
Số răng bánh dẫn: Z1 =

2L
2.132
=
= 29
2
ms i + 1 3 2,832 + 1

 3 − 25 
 49 [1] 

1

Chọn Z = 29
2

1

Số răng bánh bị dẫn: Z = i.Z = 2,83.29 = 82,07
2

Lấy Z = 83
Tính chiều dài nón:
L = 0, 5ms Z12 + Z 22 = 0,5.3 29 2 + 832 =131,88mm

3 − 5 
 37 [1] 

Tính chiều dài răng:

ψL =

b
= 0,3 ⇒ b = 0,3.131,88 = 39,56mm
L

Mođun trung bình
mtb = ms

L − 0,5b
131,88 − 0,5.39,56
= 3×
= 2,55mm
L
131,88

3 − 5 
 37 [1] 

9.- Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Góc mặt nón lăn theo bánh nhỏ:

tgϕ1

z1 1
1
= =
⇒ ϕ1 = 190 27 '
z 2 i 2,83

3 − 5 
 37 [1] 

Góc mặt nón lăn theo bánh lớn:

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
tgϕ 2

Trang

15

z2
= i = 2,83 ⇒ ϕ 2 = 70032'
z1

Số răng tương đương của bánh nhỏ:
Z td 1 =

 3 − 38 
 52 [1] 

Z1
29
=
= 31
cos ϕ1 0,95

Số răng tương đương của bánh lớn:
Z td 2 =

Z2
83
=
= 252
cos ϕ2 0,33
 3 − 18 
 52 [1] 

Hệ số dạng răng : ξ = 0 theo bảng
Bánh nhỏ: y1 = 0,447
Bánh lớn: y2 = 0,510

Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:
σ u1 =

σ u1 =

19,1.10 6 KN
2

0,85 ymtb Znb

 3 − 35 
 51 [1] 

≤ [σ ] u

19,1.106.1, 2.9,52
N
N
= 52, 73
< [ σ ] u1 = 138,56
2
2
0,85.0, 447.2,55 .29.1460.39,56
mm
mm 2

Ứng suất uốn tại chân rằng bánh lớn:
σ u 2 = σ u1

y1
0, 447
N

N  3 − 40 
= 52, 73.
= 46, 22
<
σ
=
114,
67
[1] 
[
]
u2
y2
0,510
mm 2
mm 2  52


10.- Kiểm nghiệm sức bền răng khi chịu quá tải đột ngột
Ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải.
Bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB ≤ 350.

[ σ ] txqt ≈ 2, 5.[ σ ] Notx

 3 − 43 
 53 [1] 


Bánh nhỏ: [ σ ] txqt ≈ 2, 5.[ σ ] Notx = 2,5.520 = 1300 
1

Bánh lớn:

[ σ ] txqt

2

1

≈ 2,5.[ σ ] Notx

2

N 
2 ÷
 mm 
 N 
= 2, 5.442 = 1105 
2 ÷
 mm 

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
Bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB ≤ 350.

[ σ ] uqt ;

 3 − 46 
 53 [1] 

0,8.σ ch


Bánh nhỏ: [ σ ] uqt ; 0,8.σ ch = 0,8.290 = 232 
1

1

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

N 
2 ÷
 mm 

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
Bánh lớn:

[ σ ] uqt

2

Trang

16

 N 
; 0,8.σ ch2 = 0,8.240 = 192 
2 ÷

 mm 

Ta chỉ cần kiểm nghiệm ứng suất lớn nhất sinh ra do quá tải đối với bánh lớn có
[σ ] tx nhỏ hơn
Ứng suất bền tiếp xúc.
3

1.05 × 10 6 (i + 1) 2 KN
σ tx =
≤ [σ ] tx
( L − 0.5b)i
0.85bn 2

 3 − 15 
 45 [1] 

3

1, 05.106
(2,83 + 1) 2 .1, 2.9,14
=
= 227, 6 N mm 2 < [ σ ] tx = 1105 N mm 2
(132 − 0,5.39, 56).2,83 0,85.39,56.515,9
M
 2P 
Hệ số quá tải: K qt = qt = 2
 322 [1] 
M
M qt - momen xoắn quá tải

M- momen xoắn danh nghĩa
 3 − 41 
 53 [1] 
2
=227,6. 2 = 321,88 N mm 2 < [σ ] txqt2 = 1105 N mm

Ta có: σ txqt = σ tx . K qt ≤ [σ ] txqt

Ứng suất uốn lớn nhất sinh ra do quá tải:
 3 − 42 
 53 [1] 
= 52,73 × 2 = 105, 46 N mm 2 < [ σ ] uqt = 232 N mm 2

σ uqt = σ u .K qt ≤ [σ ] uqt

Bánh nhỏ: σ uqt

1

1

Bánh lớn: σ uqt = 46, 22 × 2 = 92, 44 N mm 2 < [ σ ] uqt = 192 N mm 2
11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
2

2

Tên thông số

Công thức

Kết quả

Ghi chú

Chiều dài nón

L = 0.5ms z12 + z22

131,88

3 − 5 
 37 [1] 

số răng

Z1

29

Z2

83

Góc ăn khớp

α

20 0

Modun

m s = (0,02 ÷ 0,03) L

3

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

 3 − 23 
 49 [1] 

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
Modun trung bình

Góc mặt nón chia

Đường kính vòng lăn
trung bình

Đường kính vòng
đỉnh

Trang
mtb = ms

( L − 0.5b)
L

2,55

3 − 5 
 37 [1] 
3 − 5 
 37 [1] 

tgϕ1 =

Z1 1
=
Z2 i

ϕ1 = 190 27'

tgϕ2 =

Z2
=i
Z1

ϕ 2 = 70032 '

b
dtb1 = d c1 (1 − 0.5 )
L

73,95

b
d tb 2 = d c2 (1 − 0.5 )
L

211,65

De1 = ms ( Z1 + 2cos ϕ1 )

92,66

De 2 = ms ( Z 2 + 2 cos ϕ2 )

251

1.25ms
L

Góc chân răng

γ 1 = γ 2 = γ = arctg

Góc đầu răng

∆1 = ∆ 2 = ∆ = arctg

h = 2,25.m s

ms
L

17

3 − 5 
 37 [1] 

3 − 5 
 37 [1] 

1037’43’’

3 − 5 
 37 [1] 

1018’11’’

3 − 5 
 37 [1] 

6,75

3 − 5 
 37 [1] 

ha = ms

3

3 − 2 
 36 [ 1] 

Chiều cao chân răng

h f = 1,25.m s

3,75

Chiều dài răng

b=L.ψ L

39,56

d c1 = m s × Z 1

87

d c 2 = ms × Z 2

249

Chiều cao răng

Chiều cao đầu răng

Đường kính vòng lăn

12. - Tính lực tác dụng
Đối với bánh nhỏ:

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

18

2M x 2.9,55.106.N 2.9,55.106.9,52
=
=
= 1684,14 N
dtb
mtb .z1.n
2,55.29.1460
Lực hướng tâm: pr1 = p1.tgα .cos ϕ1 = 1684,14.tg 200.cos190 27 ' = 578 N
Lực dọc trục: pa1 = p1.tgα .sin ϕ1 = 1684.tg 200.sin190 27 ' = 204,11N

Lực vòng : P1 =

Đối với bánh lớn:
P1 = P2 = 1684,14 N
Lực vòng:
Lực hướng tâm: Pr = Pa1 = 578 N
Lực dọc trục: Pr = Pa = 204,11N
2

1

2

3.1.2: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm.
1. Chọn vật liệu chế tạo bánh trụ và cách nhiệt luyện:
Bánh nhỏ: thép 45 thường hoá
Giả sử đường kính phôi(100…300)mm
Ta có: σ bk = 580(

N
N
) σ ch = 290(
) ; HB =200
2 ;
mm
mm 2

Bánh lớn: thép 35 thường hoá
Giả sử rằng đường kính phôi(300…500)mm,
Ta có: σ bk = 480(

N
N
) σ ch = 240(
) ; HB=170
2 ;
mm
mm 2

2. Định ứng suất cho phép :

a).Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ ] tx = [σ ] Nox × k N'

3 − 1 
 38 [1] 



[σ ] Nox : ứng suất tiếp xúc cho phép phụ thuộc vào độ cứng Brinen HB của vật liệu.
[σ ] Nox =2,6HB;

Ν 0 = 107

(

N
)
mm 2

Bánh răng nhỏ: [ σ ] Notx1 = 2,6.200 = 520 (

N
)
mm2

Bánh răng lớn: [ σ ] Notx 2 =2,6.170 = 442 (

N
)

mm 2

'
Ta có: k N = 6

N0
3 − 2 
'
[1]
nếu N td ≥ N 0 thì k N = 1 
N td
 42 

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

19

K N' : Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc

N 0 : Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
N td : Số chu kỳ tương đương
Nếu tải trọng không thay đổi :
3 − 3 

[1]
Số chu kỳ N td = N = 60.u.n.T 
 42 

Với; n - Số vòng quay trên một phút của bánh răng:
u - Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng: u = 1
T - Tổng số giờ làm việc:
T = 2.6.300.5 =18000 (h )

Số chu kỳ tương đương bánh răng lớn:
N tđ 2 = 60.u.n3 .T = 60.1.128,98.18000 = 13,9.10 7
Trong đó n3 =128,98(vòng/phút)

Số chu kỳ tương đương bánh răng nhỏ:
N tđ 1 = ibn .N tđ 2 = 4.13,9.107 = 55, 6 × 107

Vậy: N tđ 1 , N tđ 2 > N0 = 107 do đó đối với cả hai bánh K N' = 1
Bánh răng nhỏ:

[σ ] tx1 = 520

N 
2 
 mm 

Bánh răng lớn:

[σ ] tx 2 = 442

N 

2 
 mm 

b)-Ứng suất uốn cho phép:
+ Khi răng làm việc một mặt răng chịu ứng suất thay đổi mạch động

[σ ] u

σ 0 k N" (1.4 ÷ 1.6 )σ −1k N"
=
=
nK σ
nKσ

3 − 5 
 42 [1] 

σ 0 ; σ −1 - Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và trong chu kỳ đối xứng.
n - Hệ số an toàn

+ Đối với bánh răng nhỏ
Thường hoá:

n1=1,5

+ Đối với bánh răng lớn
Thường hoá:

n2=1,5

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

20

+ Hệ số tập trung ứng suất: K σ = 1,8
Kσ : Hệ số tập trung tải trọng ở chân răng.

Đối với thép:

σ −1 = ( 0,4 ÷ 0,45).σ bk ≈ 0,43.σ bk

Giới hạn mỏi của thép 45:
σ −1 = 0,43σ bk = 0,43.580 = 249,4 (

N
)
mm2

Giới hạn mỏi của thép 35:
σ −1 = 0,43σ bk = 0,43.480 = 206,4 (

N
)

mm2

Nếu tải trọng không thay đổi tính theo công thức
K N"= m

N0
N td

Nếu N td ≥ N 0 thì

K N" = 1

K N" - Hệ số chu kỳ ứng suất uốn;

N 0 - Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi, có thể lấy N 0 = 5.106 ;
N td - Số chu kỳ tương đương;

vì Ν td 1 ; Ν td 2 > N 0 cho nên K N" = 1
Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
[σ ]u1 =

(1,4 ÷ 1,6)σ −1 .k ' N 1,5.249,4.1
=
= 138,5 6 N / mm 2
n.K σ
1,5.1,8

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
[σ ]u 2 =

(1,4 ÷ 1,6)σ −1 .k " N 1,5.206,4.1
=
= 114,67 N / mm 2
n.K σ
1,5.1,8

3.Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = (1,3 ÷ 1,5)
Bộ truyền làm việc trung bình: chọn K = 1,4
4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
b
L

Bộ truyền chịu tải trọng trung bình ψ A = 0,3 ÷ 0, 45 chọnψ A = = 0,4
5.Xác định khoản cách trục A:
2

 1.05 ×106  K × Ν
3
A ≥ ( i + 1) × 
 [σ ] ×i ÷
÷ ψ A × n3
tx



SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

3 − 9 
 45 [ 1] 

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

21

2

 1, 05.106  1, 4.9,14
= ( 4 + 1) . 3 
= 221,96mm
÷.
 442.4  0, 4.128,98
6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo của bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ
v=

2π . A.n2
2.3,14.221,96.515.9
=
= 2, 4m / s
60.1000. ( i + 1)
60.1000. ( 4 + 1)

 3 − 17 
 46 [ 1] 

Vận tốc này có thể chọn cấp chính xác là 9
7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:
 3 − 19 
 47 [1] 

K = K tt .K d
Hệ số tập trung tải trọng: K tt =1

Do bộ truyền có khả năng chạy mòn HB ≤ 350 và v<15(m/s) , tải trọng thay đổi ít.
 3 − 13 
[1] 
K d Hệ số tập trung tải trọng động : K d =1,45 
 48


Vậy hệ số tải trọng K =1.1,1=1,45
Tính khoảng cách trục A
Khác với dự đoán ở trên là 1,4
Nên: A = Asb . 3

K
1, 45
= 221,96. 3
= 224,57mm
K sb
1, 4

8.Xác định môđun, số răng và chiều rộng răng của bánh răng trụ răng thẳng:
mn = ( 0, 01 ÷ 0, 02 ) A = ( 2, 25 ÷ 4,5 )

 3 − 21 
 49 [ 1] 

n

Chọn m = 4
Số răng bánh nhỏ Z1 =
2

2A
2.224,57
=
= 23
mn ( i + 1)
4 ( 4 + 1)
1

Số răng bánh lớn z = i.z = 4.23 = 92

 3 − 24 
 49 [ 1] 

 3 − 25 
 49 [ 1] 

Chiều rộng của bánh răng:
b = ψ A . A = 0, 4.224,57 = 89,83mm

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

22

9.kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
td

Ta có: bánh răng trụ răng thăng thì Z = Z, Z là số răng thực.
td1

Z = 23
td2

Z = 92
Hệ số dạng răng : ξ = 0 theo bảng

 3 − 18 
 52 [1] 

Bánh nhỏ: y1 = 0, 4142

bánh lớn: y2 = 0,5146
Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:
19,1.106 KN
 3 − 35 

≤ [σ ]u
2
 51 [1] 
ym Znb
19,1.106.1,1.9,14
N
N
72,
09
=
<
σ
=
138,56
⇒ σ u1 =
[
]
u1
0,142.42.23.515,9.89,83
mm 2
mm 2

σ u1 =

⇒ σ u 2 = σ u1

y1
0, 4142
N
N

= 79,09.
= 63, 66
< [ σ ] u 2 = 114, 67
2
y2
0,5146
mm
mm 2

 3 − 40 
 52 [1] 

10.kiểm nghiệm sức bền răng khi chịu quá tải đột ngột.
Ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải.
Bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB ≤ 350.

[σ ] txqt

Bánh nhỏ: [σ ] txqt

1

Bánh lớn:

 3 − 43 
 53 [1] 
 N 
= 2,5.[σ ] Notx1 = 2,5.520 = 1300
2 
 mm 

 N 
= 2,5.[σ ] Notx2 = 2,5.442 = 1105
2 
 mm 

= 2,5.[σ ] Notx

[σ ] txqt

2

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
Bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB ≤ 350.

[σ ] uqt

= 0,8.σ ch

Bánh nhỏ: [σ ] uqt

1

Bánh lớn:

[σ ] uqt

2

 3 − 46 
 53 [1] 

 N 
= 0,8.σ ch1 = 0,8.290 = 232
2 
 mm 
 N 
= 0,8.σ ch2 = 0,8.240 = 192 
2 
 mm 

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

23

Ta chỉ cần kiểm nghiệm ứng suất lớn nhất sinh ra do quá tải đối với bánh lớn có
[σ ] tx nhỏ hơn
Ứng suất bền tiếp xúc.

( i + 1)

1, 05.106
σ tx =
A.i

3

k .N

b.n2

1, 05.106
⇒ σ tx =
224,57.4

( 4 + 1)

 3 − 13 
 45 [ 1] 

≤ [ σ tx ]

3

1, 4.8,87
= 427,85 ≤ [ σ tx ] = 1105 N / mm 2
89,83.128,98

Suy ra: đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho cả hai bánh răng (thỏa mãn).

HỆ SỐ QUÁ TẢI: K qt =

M qt
M

=2

 2P 
 322 [1] 
M qt momen xoắn quá tải.

M momen xoắn danh nghĩa.
Ta có: σ txqt = σ tx . K qt ≤ [σ ] txqt
 N 
⇒ σ txqt = 427,85. 2 = 605, 07 
< σ ] txqt
2 ÷ [
 mm 

 3 − 41 
 53 [1] 
 N 
= 1105 
2 ÷
 mm 

Ứng suất uốn lớn nhất khi quá tải:
 3 − 42 
 53 [1] 
= 72, 09 × 2 = 114,18 N mm2 < [ σ ] uqt = 232 N mm 2

σ uqt = σ u .K qt ≤ [σ ] uqt

Bánh nhỏ: σ uqt

1

1

Bánh lớn: σ uqt = 63, 66 × 2 = 127,32 N mm < [ σ ] uqt = 192 N mm 2
2

2

2

11.Các thông số hình học của bánh răng:

Tên thông số
Khoảng cách trục

số răng

Công thức

A=
Z1

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

( Z1 + Z 2 ) .mn

Kết quả

Ghi chú

230

3 − 2 
 36 [ 1] 

2 cos β

23

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

24

Z2

92

Góc ăn khớp

α

20 0

Modun pháp

mn = (0, 02 ÷ 0, 03) A

4

Chiều cao răng

h = 2, 25mn

9

 3 − 23 
 49 [1] 

Chiều cao đầu răng

h = mn

4

3 − 2 
 36 [ 1] 

c = 0, 25mn

1

3 − 2 
 36 [ 1] 
3 − 2 

 36 [ 1] 

Độ hở hướng tâm

Đường kính vòng
chia.

Đừng kính vòng lăn.

Đừng kính vòng đỉnh
răng

Đường kính vòng
chân răng.

d c1 =

mn .Z1
cos β

92

dc 2 =

mn .Z 2
cos β

368

d1 = d c 1

92

d2 = dc 2

368

De1 = d c 1 + 2mn

100

De 2 = d c 2 + 2mn

376

Di 1 = d c 1 − 2mn − 2c

82

Di 2 = d c 2 − 2mn − 2c

360

3 − 2 
 36 [ 1] 
3 − 2 
 36 [ 1] 
3 − 2 
 36 [ 1] 

12.Tính lực tác dụng:
a

Lực dọc trục: p = 0 ( bánh răng trụ thẳng)
Lực vòng:

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

 3 − 49 
 54 [ 1] 

LỚP DCK13B


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang

P3 =

2 M x 2 M x1 2.9,55.106.9,14
=
=
= 3678,12 N
d
d1n2
92.515,9

P4 =

2M x 2 M x 2 2.9,55.106.8,87
=
=
= 3569,33 N
d
d 2 n3
368.128,98

Lực hứng tâm: pr = ptgα
pr 3 = p2tgα = 3678,12tg 20 = 1338, 73N
pr 4 = p3tgα = 3569,33tg 20 = 1299,13N

25

 3 − 49 
 54 [ 1] 

CHƯƠNG 4
TÍNH TOÁN TRỤC, THEN, Ổ LĂN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC.
4.1. Tính toán thiết kế trục :
1. Chọn vật liệu :
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng va đập vừa .Chọn vật liệu chế tạo trục là
thép 45 cóError: Reference source not found 600MPa ,tôi cải thiện. Ứng suất xoắn
cho phépError: Reference source not found [ τ ] = 12...20MPa .
2.

Phân tích lực tác dụng từ bộ truyền:

3.

Xác định sơ bộ đường kính trục

SVTH: NGUYỄN TĂNG HUỆ

LỚP DCK13B