Đồ án Nguyên lý Chi tiết máy (Đề 4 spkt)

GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

PHẦN THUYẾT MINH
I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Công suất trên trục động cơ điện
Gọi Pct: Công suất cần thiết trên trục động cơ
Pt
công suất trên trục công tác
η : hiệu suất chung
Ta có công thức
Pt =

Ft.V
1000

.Ft=2F=3300 (N) Lực vòng trên tải xích
.V=1.25 (m/s) Vận tốc xích tải
=> Pt =

3300.1,25
= 4,13(kw)
1000

Công suất cần thiết trên trục động cơ
Pct =

Pt
η

với η = η ntη ol η br η xη ot
3

2

Trong đó theo bảng 2.3 trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ
η nt = 1 : hiệu suất nối trục
η ol = 0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn

ηbr =0,97 hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc

η x = 0,93 hiệu suất bộ truyền xích
η ot = 0.99 hiệu suất một cặp ổ trượt

η = 1.0,99 3.0.97 2.0,93.0.99 = 0.84

Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:
pct =

Pt 4,13
=
= 4,92 (kw)
η 0,84

Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện :
nsb=u.nlv
.nsb:Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện
SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 1


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

.nlv:Số vòng quay của máy công tác
nlv=

60000.V
Z .t

.v=1,25 (m/s) vận tốc xích tải
.Z=13 (răng) Số răng đĩa xích
.t=110 (mm) Bước xích tải

⇒ nlv=

60000.1,25
=52.45(v/ph)
13.110

Tỉ số truyền của hệ thống
u=uh.un
Tra bảng 2.4 ta chọn
.uh=18 Tỉ số truyền của truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp
.un=3 Tỉ số truyền động xích
=>u=3.18=54
=>nsb=54.52,45=2832(v/ph)

Tra bảng 1.3 với Pct=4,92(kw) và nsb=2832(v/ph).chọn động cơ
4A100L2Y3 có Pđc=5,5(kw);nđc=2880(v/ph);cosφ=0,91; η = 87.5%
2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tỉ số truyền thực tế

u

tt

=

nđc 2880
=
= 54,91
nlv 52,45

Ta có

utt = uh.ux
=>

Ta có

uh =

u

tt

un

=

54,91
= 18,3
3

uh = unh .uch
mà unh = (1,2 ÷ 1,3 ) uch
chọn unh =1,2 uch



uch =

SVTH: Lê Hoài Thương

=

18,3
=3,905 Tỉ số truyền cấp chậm
1,2

Trang 2


THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY



GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

unh =1,2.3,905= 4,686 Tỉ số truyền cấp nhanh

Kiểm tra tỉ số truyền
u’= unh.uch.un= 1,2.3,905.3= 54,89
∆u=utt- u’= 54,91-54,89=0,02
Sai lệch trong khoảng cho phép(2%÷3%)
Số vòng quay của trục 1,2,3 và máy công tác
2880
. n1 = nđc =
= 2880 (vòng/phút)
unt
1
. n2 =

n1
2880
=
= 615 (vòng/phút)
unh 4.686

. n3 =

n2
615
=
= 157 (vòng/phút)
nch 3,905

. nMct =

n3 157
=
= 52 (vòng/phút)
un
3

Công suất của trục 1,2,3 và máy công tác
. p1 = pct.η nt .η ol = 4,92.1.0,99= 4,87 (kw)
. p2 = p1. ηbr η ol = 4,87.0,97.0,99 = 4,68 (kw)
. p3 = p2. η ol ηbr = 4,68.0,97.0,99= 4,49 (kw)
. p4 = p3. η x η ot = 4,49.0,99.0,93= 4,13 (kw)
Momen xoắn của các trục và động cơ
9,55.10 6.Pi
Ti =
Nmm
ni
9,55.106. p ct 9,55.106.4,92
=
= 16314 Nmm
Tđc=
nđc
2880
T1 =

9,55.106.P1 9,55.106.4,87
=
= 16148 Nmm
n1

2880

T2 =

9,55.106.P2 9,55.106.4,68
=
= 72673 Nmm
n2
615

T3 =

9,55.106.P3 9,55.106.4,49
=
= 273117 Nmm
n3
157

TMct

9,55.106.P4 9,55.106.4,13
=
=
= 758490 Nmm
nMct
52

SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 3

GVHD: Nguyễn Hồng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Thông
số
Tỉ số
truyền u
Công
suất
P(KW)
Số vòng
quay
(v/ph)
Momen
xoắn
trục
(Nmm)

I

Trục động
cơ

II

III

u ch = 3,905

u nh = 4.92

MCT
ux = 3

4,92

4,87

4,68

4,49

4,13

2880

2880

615

157

52

16314

16148

72673

273117

758490

II.THIẾT KẾ CAC BỘ TRUYỀN
II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1. Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ và va đập nhẹ nên chọn xích con lăn
2. Xác định các thơng số của xích và bộ truyền.
Với tỉ số truyền u= 3
Theo bảng 5.4 chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa tải) z1 = 25
 Số răng đĩa lớn (đĩa bị tải) z2 = u.z1=3.25=75 < zmax =120
- cơng suất tính tốn
Pt =p.k.kzkn
Trong đó
P=4,49 kw
Kz =
Kn =

=

n
n

01
1

Với

=

=1
200
= 1,27
157

n01 = 200 (tra bảng 5.5)
n1 = 157 số vòng quay của xích tải
Theo cơng thức 5.4 và bảng 5.6
K= k0.ka.kdc.kd.kc.kbt
Trong đó
K0=1 đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang < 600
Ka=1 a nằm trong khoảng 30p< a< 50p ( chọn a =40p)
Kdc=1 vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
Kd=1,35 tải trọng va đập nhẹ
Kc=1,25 bộ truyền làm việc 2 ca
Kbt=1,3 mơi trường làm việc có bụi, chất lượng bơi trơn II
Vậy k= 1,35.1,25.1,3= 2,19
 Pt= 4,49.2,19.1.1,27=12,49 (kw)
SVTH: Lê Hồi Thương

Trang 4


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Theo bảng (5-5) với n01=200 (v/ph) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích
p=31,75 (mm).thỏa mãn điều kiện mòn
Pt < [p] =19,3 (kw)
- khoảng cách trục a=40p=40.31,75=1270(mm)
- số mắt xích
Theo công thức 5.12
X=

=

+ ( z1+z2) + (z2-z1)2

2.40 + .100+

.

31,75
= 131,6
4.3,14 2.1270

Chọn x= 132
Tính lại khoảng cách trục
a = 0,25.p.{xc -0,5(z1+z2)+

= 0,25.31,75.{132 -0,5.100+

}

}

= 1276 (mm)
- Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính được cần
giảm bớt 1 lượng
= (0,002÷0,004) a
Chọn

=0,004.a=0,004.1276=5 (mm)

Do đó a= 1016 -5 = 1271 (mm)
Số lần va đập của xích
Theo công thức 5.4
i= =

25.157
= 2< [i]= 35 (theo bảng 5.9)
15.132

3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo công thức 5.15
S=
Theo bảng 5.2 với p=31,75(mm)ta chọn tải trọng phá hủy Q= 88500(N)
Khối lượng 1m xích q= 3,8 Kg
. Kd = 1,7 chế độ làm việc nặng
. Ft: lực vòng
SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 5

GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

F t=
z1 . p.n1 25.31,75.157
=
= 2,08 (m/s)
60000
60000
1000.4,49
F t=
= 2159 (N)
2,08

Ta có v=

Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra
Fv= q.
= 3,8.2,08 2 = 16,44 (N)
Fo : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
Fo= 9,81. Kf.q.a
= 9,81. 1.3,8.1,271= 47,38 (N)
Kf= 1 bộ truyền nằm ngang


S=

88500
= 23,7

(1,7.2159 + 47,38 + 16,44)

Theo bảng 5-10 với n=200v/ph chọn [S]=8,5
S=23,7 > [s]= 8,5
Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền

4.

Đường kính đĩa xích

d 1=

31,75
π = 253,32 (mm)
=
sin
25

d2=

31,75
=
π = 758,19 (mm)
sin
75

da1= p(0,5+cotg

)

= 31,75(0,5+cotg
da2 = p( 0,5+ cotg

π
) = 267,2 (mm)
25

) = 31,75(0,5+cotg

π
) = 773,41(mm)
75

Với r = 0,5025 d1’+0,05 = 0,5025.19,05+0,05= 9,62 (mm)
Tra bảng 5.2 với p=31,75 ta chọn d1= 19,05
df1= d1-2r= 253,32 - 2.9,62= 234,08 (mm)
df2= d2-2r= 758,19 - 2.9,62= 738,95 (mm)
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích
SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 6


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Theo công thức 5.18
σ H = 0, 47

kr ( Ft.k®+ Fv®) E
A.k®

≤ [σ H ]

] ứng suất tiếp súc cho phép MPa
Fvđ lực va đập trên 1 dãy xích (m=1 Số dãy xích)
. n1.p3.m

Fvđ = 13.

. 157.31,753.1= 6,53 (N)

= 13.

Kđ = 1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy
Ft = 2159 (N)
E= 2,1. 105 (MPa) Mođun đàn hồi
Kr= 0,42 Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z1=25)
A= 262 (mm2) Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A


5
= 0,47. 0,42.( 2159.1 + 6,53).2,1.10 = 401 (MPa)

262.1

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất
tiếp xúc cho phép
] = 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 .

Tương tự với

<

] với cùng vật liệu và nhiệt luyện

5. Lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20
Fr= Kx.Ft
Trong đó
Kx= 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nằm ngang
hoặc nghiêng một góc <
Ft= 2159 (N)
 Fr= 2159.1,15= 2483 (N)
II.2.THIẾT KẾ HỢP GIẢM TỐC
1. Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
Bánh răng nhỏ : chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241…285 có
σ b1 = 850 MPa
σ ch1 = 580 MPa
Bánh răng lớn : chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB192…240 có

SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 7


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

σ b 2 = 750MPa
σ ch 2 = 450MPa

2. Phân phối tỉ số truyền
uh= 18
unh=u1= 4,686
uch=u2=3,905
3. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB180…350
= 2HB + 70 ( MPa)
sH= 1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
= 1,8 HB ( MPa)
sF=1,75 hệ số an toàn khi tính về uốn
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 =245
Độ rắn bánh lớn HB2= 230
Khi đó
= 2HB1 + 70 =2.245+70= 560 (MPa)
= 2HB2 + 70 = 2.230+70=530 (MPa)
= 1,8 HB1= 1,8.245= 441 (MPa)
= 1,8 HB2= 1,8.230= 414 (MPa)
- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
2, 4

Nho1 = 30. H HB1 =30.

= 1,62.

2, 4

Nho2 = 30. H HB1 = 30.

= 1,39.

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
3

 T  t
NHE=60c. ∑  i  . i
 Tmax  ∑ ti
3

 T  t
n
NHE2=60.c. 1 .∑ ti .∑  i  . i
u1
 Tmax  ∑ ti

Trong đó
c=1 Số lần ăn khớp trong một vòng quay
n=2880 Số vòng quay trong một phút
ti=5.300.2.6 Tổng số giờ làm việc
=>NHE2=

60.1.2880
.5.300.2.6.(13.0,7 + 0,83.0,3)
4,686

SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 8

GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

=> NHE2=56,6.10 7
Ta có
NHE2 > NHo2

do đó KHL2 =1

NHE1 > NHo1
- Ứng suất tiếp xúc hco phép

KHL1 =1



[σ H ]1 =

σ HLim1
sH .k HL1

[σ H ] 2 =

σ HLim 2
sH .k HL 2 =

=

=509 (MPa)

=481,8 (MPa)

Theo sơ đồ hệ thống tải trọng ta có hệ thống bánh răng cấp nhanh sử
dụng răng nghiêng
Theo 6.12
]=


=

509 + 481,8
= 495,4 (MPa)
2

] < 1,25 [σ H ] 2

Với hệ thống tải trọng : bánh răng cấp chậm sử dụng răng thẳng
Tương tự ta tính được NHE > NHo nên KHL=1
] ‘ = [σ H ] 2 =481,8 (MPa)

Do đó

Số chu kỳ thay đổi ứng suất
 T
NFE =60c ∑  i
 Tmax

6


 .ni .t i

6

 Ti  ti
 .
NFE2 =60.c. . ∑ ti ∑ 
 Tmax  ∑ ti

= 60.1.
Vì NFE2=51,6
NFo =4.

2880
.5.300.2.6.(0,7+
4,686

> NFo =4.

= 51,6.

(N)

(N)

đối với tất cả các loại thép (số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ

sở khi khử về uốn)
Do đó: KFL2=KFL1=1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1

SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 9


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

=

= 252 (MPa)

=

(MPa)

Ứng suất quá tải cho phép
Theo công thức 6.10& 6.11
]max= 2,8

= 2,8.450 = 1260 (MPa)

= 0,8.

= 0,8.580 = 464 (MPa)

= 0,8.

= 0,8. 450 = 360 (MPa)

4. Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo 6.15a
= Ka(u1+1)
Ka = 43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng & loại răng
(răng nghiêng)
T1= 16148 (Nmm) momen xoắn trên truc chủ động
] = 495,4 ứng suất tiếp xúc cho phép
K Hβ hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.7 ta có
K Hβ = 1,12
Theo công thức 6.16
= 0,53.

(u1+1)

Theo bảng 6.6
= 0,3 Bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc


= 0,53. 0,3.(4,686+1) =0,9



= 43.(4.686+1). 3
Lấy

SVTH: Lê Hoài Thương

= 80 (mm)
Trang 10

16148.1,12
2.495,4 2.4,686.0,3

= 72,6 (mm)


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 Thông số ăn khớp
Mođun
m= (0,01
= (0,01

.80 = (0,8

1,6) (mm)

Theo bảng 6.8 chọn mođun m=1,5
Chọn sơ bộ

= 0,866



Số răng bánh nhỏ
Z 1=

=

2.80.0,866
=16,2
1,5.(4,686 + 1)

Lấy Z1=16
Số răng bánh lớn
Z2= u. z1=4,686.16= 74,9
Chọn Z 2 =75
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là
um=

75
=4,687
16

Theo công thức 6.18
=


=

1,5.(16 + 75)
=0,853
2.80

β = 31,44o = 31o 26, 48,,

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
ZM.ZH.Z .
Trong đó ZM= 274

<
hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các

bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5
Theo công thức 6.34
ZH=
ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 11


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở
tg β =
Với

.tg β

,

tính theo công thức ở bảng 6.11

Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh
=

= arctg

Theo tiêu chuẩn TCVN1065-71




=

 0,853 
tg β b =cos(23,1 0 ) .tg(31,44 0 )

= 29,35 0





= arctg  tg 20  = 23,1 0

ZH=

=

2. cos(29,35)
=1,55
sin(2.23,1)

Hệ số trùng khớp dọc
=

=

0,3.80. sin(31,44)
= 2,65 >1
π .1,5

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Z =
Mà

= [ 1,88- 3,2(

.
1 
1
+  .0,853= 1,39
 16 75 

= [ 1,88- 3,2. 

Z =

1 = 0,848
1,39

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
=

2.80

= 4,687 + 1 =28,13

- vận tốc vòng
SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 12


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

V=

=

π .28,13.2880
= 4,23 (m/s)
60000

Với v=4,23 (m/s) tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác là 8
Với v<5(m/s) chọn
k Hα =1,09 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng
Theo công thức 6.42
VH =

.go.v.

Trong đó
(tra bảng 6.15 . Dạng răng nghiêng , độ rắn mặt răng
bánh chủ động và bị động HB2
go=56(Theo bảng6.16 trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng)
VH =0,002.56.4,23.

80
= 1,95
4,686

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
= 1+
Trong đó
1,09 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng
= 1,12 hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
= 1+



1,95.0,3.80.28,13.2
= 1,06
2.16148.1,12.1,09

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
=


.

.

= 1,12.1,09.1,06=1,29

SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 13


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Thay các giá trị vừa tìm được vào

ta được

Zm.ZH.Z .
= 274.1,55.8,848.

2.16148.1,28.(4,686 + 1)
=413,8 (MPa)
2.0,3.80.4,686.28,13 2

Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép
Theo 6.1 với V= 4,23 (m/s) < 5(m/s)
Zv=1 hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng. Với cấp chính xác động học
là 8. Chọn mức chính xác về mức tiếp xúc là 7 , khi đó cần gia công độ
nhám là Ra= 2,5…..1,25

, do đó ZR= 0,95 . với da<700mm . KxH= 1 .

do đó theo 6.1 & 6.1a
= 495,4. 0,95. 1 = 470,6 (MPa)
σ H < [σ H ]
 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43
=

.

Theo bảng 6.7 chọn

= 1,24 Hệ số phân bố không điều tải trọng trên

chiều rông vành răng
Theo bảng 6.14 V=4,23 < 5(m/s) cấp chính xác 8 chọn kFα=1,27
Theo công thức 6.47
V F=

Trong đó

.go.v.
= 0,006 ; go=56 (tra bảng 6.15&6.16)

=>VF=0,006.56.4,23.

80
=5,87
4,648

- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vế uốn
= 1+

= 1+

2.5,87.0,3.80.28,13
=1,15
2.16148.1,24.1,27

Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn là
SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 14


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

=
Với

.

.

= 1,24.1,27.1,15=1,81

= 1,39
=

=

1
=0,71 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng của răng
1,39

Với = 31,44 0
=>

=1-

= 1-

31,440
= 0,775 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
140

- Số răng tương đương

=

=

16
= 25
0,8533
75

Zv2=

= 0,8533 = 120

Theo bảng 6.18 ta được trị số của hệ số dạng răng
.

= 3,9 ;

= 3,6

. m= 1,5
.

1,08 – 0,0695
= 1,08 – 0,0695 ln(1,5) = 1,05

.
.

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

=1 (

< 400 mm) Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng

đến độ bền uốn
- Ứng suất uốn cho phép
=

.

252.1.1,05.1=264,6 Mpa

= [σ F 2 ].

236,5.1.1,05.1=248,3 Mpa

Thay vào công thức
=

.=

=61,94 (MPa) <

SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 15

2.16148.1,81.0,71.0,775.3,9
= 61,94 (MPa)
2.0,3.80.28,13.1,5

=264,6 (MPa)


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

=

=

61,94.3,6
=57,18 (MPa)
3,9

=57,18 (MPa) <

=244,0944 (MPa)

Do đó độ bền uốn chấp nhận được
 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48
Kqt=

Tmax
=1
t

- Ứng suất tiếp xúc cực đại

= 470,7.1 = 470,7 (MPa)
= 470,7 (Mpa) <

=1260 (MPa)

- Ứng suất uốn cực đại
=

61,94.1= 61,94 (MPa)

=

57,18.1 = 57,18 (MPa)

= 61,94 (Mpa) < [σ F 1 ] max =464 (Mpa)
= 57,18 (Mpa)

= 360 (MPa)

Các thông số đều thỏa mãn
 Các thông số và kích thước bộ truyền
- Khoảng cách trục
aw1 = 80 (mm)
- Modun pháp
m =1,5 (mm)
- Tỉ số truyền
um= 4,687
- Góc nghiêng của răng β = 31 0 26 , 48 ,,
- Chiều rộng vành răng

= 0,3.80= 24 (mm)

- Số răng bánh răng Z1= 16 (răng)
Z2=75 (răng)
- Hệ số dịch chỉnh X1=0 ; X2=0
Theo các công thức trong bảng 6.11
- Đường kính vòng chia
d1=
d2=

1,5.16
m.z1
=
= 28,13 (mm)
0,853
cos β
1,5.75
m.z 2
=
= 131,88 (mm)
0,853
cos β

SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 16


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Đường kính đình răng
=d1+2.m = 28,13+2.1,5=31,13 (mm)
= d2+2.m =131,88+2.1,5=134,88 (mm)
- Đường kính đỉnh răng
df1=d1-2,5.m = 28,13-2.1,5=25,13 (mm)
df2=d2-2,5.m =131,88-2.1,5=128,88 (mm)
5.Tính toán bộ truyền răng thẳng cấp chậm
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
= Ka(u2+1)
Trong đó Ka = 49,5 (loại răng thẳng theo bảng 6.5)
= 3,905
= 0,53.
chọn

k

Hβ

(u2+1) = 0,53.0,4.(3,905+1) = 1,03 .Tra bảng 6.7

= 1,03 Hệ số phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng
= 0,4
= 72673 (Nmm)
(MPa)
= 49,5.(3,905+1). 3

72673.1,02
= 143 (mm)

481,8 2.3,905.0,4

 Xác định thông số ăn khớp
m= (0,01
= (0,01

.143 = (1,43

2,86) (mm)

Theo tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng modun ở cấp nhanh
m=1,5 (mm)
- số răng bánh nhỏ (răng thẳng)
Z 1=

=

2.143
= 38,8
1,5.(3,905 + 1)

Chọn Z1=38


Z2=

. Z1=3,905.38= 148,3

Chọn Z2=148
SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 17


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Do đó khoảng cách trục a được tính lại
=

1,5.(148 + 38)
=139,5 (mm)
2

Chọn a2= 140 (mm) do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ
139,5 (mm) lên 140 (mm)
- Hệ số dịch tâm theo 6.22
Y=

- 0,5

=

140
-0,5.(38+148)=0,33
1,5

Theo công thức 6.23
=

1000. y 1000.0,33
=
= 1,77
z1 + z 2
38 + 148

=

Theo bảng 6.10a ta chọn

= 0,026

. Do đó theo công thức 6.24 hệ số giảm đỉnh răng
=

=

0,026.186
= 0,0048
1000

. Theo công thức 6.25 tổng hệ số dịch chỉnh
x t= y+∆y = 0,33+0,0048 = 0,3348
- Hệ số dịch chỉnh bánh 1




= 0,5. 0,3348 −

(148 − 38).0,33 
 = 0,069
186

- Hệ số dịch chỉnh bánh 2
X2=Xt – X1= 0,3348-0,069= 0,2658
- Góc ăn khớp
Góc profin α=20 0
=

=>

186.1,5. cos 20 0
= 0,936
2.140

= 20,55 0

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.33
ZM.ZH.Z .
SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 18


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Trong đó ZM= 274

hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các

bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5
Theo công thức 6.34
- Hệ số kễ đến hình dạng tiếp xúc
2.1
= sin(2.20,55 0 ) =1,74

ZH=

β b góc nghiêng của răng

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
=1,88 - 3,2.(

1
1
1
1
+ ). cos β =1,88-3,2.( +
).1 =1,77
z1 z 2
38 148

Z =

4 − 1,77

= 0,86
3

=

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
2.140
= 148
=57,2 (mm)
(
+ 1)
38

=

Với um=
Theo công thức 6.40
V=

=

3,14.57,2.615
=1,84 (m /s)
60000

Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Theo bảng 6.16 chọn go=73 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch
bước răng
Theo công thức 6.42
VH=

.go.v.

Trong đó

(tra bảng 6.15 )Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai

số ăn khớp
=> VH=0,006.73.1,84.
SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 19

140
=4,83
3,89


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn
= 1+
bw=ψ ba .a w 2 = 0,4.140 = 56
. Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v < 2,5 m/s chọn kHα=1,13
.

= 1+

4,83.56.57,2 = 1,09
2.72673.1,03.1,13

- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH=k Hβ .k

HV

.k Hα =1,03.1,09.1,13 = 1,26

Thay các kết quả vừa tìm được vào công thức
ZM.ZH.Z .
= 274.1,74.0,86.

2.72673.(3,89 + 1)
= 409,4 (MPa)
56.3,89.57,2 2

Theo công thức 6.1
V= 1,84 (m/s) Zv=1. Với cấp chính xác động học là 9. Chọn cấp
chính xác về tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công độ nhám RZ=10
Do đó ZR=0,9 . với

<700mm ; . KxH= 1

Theo 6.1 và 6.1a
= 481,8.1. 0,9. 1 = 433,6 (MPa)
Như vậy σ H < [σ ]
 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo 6.43

=

.

Theo bảng 6.7
Theo bảng 6.14

= 1,05
v<1,84 m/s < 2,5 m/s và cấp chính xác 9 chọn k Fα

=1,37
Theo công thức 6.47
V F=
SVTH: Lê Hoài Thương

.go.v.
Trang 20


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Trong đó

= 0,016 răng thẳng ; go=73 (tra bảng 6.15&6.16)

Theo công thức 6.46

140
=12,86
3,905

VF= 0,016.73.1,84.



- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
12,86.56.57,2
= 1+ 2.72673.1,05.1,37 =1,19

= 1+

- Hệ số tải trọng động khi tính về uốn
=

.

.

Với

= 1,05.1,37.1,19 =1,71
= 1,77 =>

Với

=>

=

=

1
=0,56
1,77

= 1 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Số răng tương đương
=

=38

=

= 148

Theo bảng 6.18 ta được trị số của hệ số dạng răng
= 3,78 ;
Với m=1,5 =>

= 3,57

1,08 – 0,0695

= 1,08 – 0,0695 ln1,5 = 1,05

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu

Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượng chân răng
=1 (

< 400 mm) ảnh hưởng độ bền uốn

- Ứng suất cho phép
=

.Y R .YS .Y XF =252.1.1,05.1=264,6 (Mpa)

= [σ F 2 ] Y R .YS .Y XF =236,5.1.1.1,05= 248,3 (Mpa)
Thay vào công thức

SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 21


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

2.72673.1,71.0,56.1.3,78
.=
= 109,5(MPa)
56.57,2.1,5

=
=109,5(MPa) <
=

=

=264,6 (MPa)

109,5.3,57
3,78 = 103,4 (MPa)

=103,4 (MPa) <

=248,3 (MPa)

 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48
Kqt=

Tmax
=1
t

- Ứng suất tiếp xúc cực đại
= 409,4.1 = 409,4 (MPa)
= 409,4 (Mpa) <

=1260 (MPa)

- Ứng suất uốn cực đại
=

109,5 (MPa) < [σ F 1 ] max = 464( Mpa)

=

103,4 (MPa) < [σ F 2 ] max = 360( Mpa )

 Các thông số và kích thước bộ truyền răng chậm
Khoảng cách trục aw2= 140 (mm)
Modun pháp
m=1,5 (mm)
Tỉ số truyền
u= 3,89
Góc nghiêng của răng
Chiều rộng vành răng

= 56 (mm)

Số răng bánh răng Z1= 38 (răng)
Z2=148 (răng)
Hệ số dịch chỉnh X1=0,069 ; X2=0,265
Theo các công thức trong bảng 6.11
Đường kính vòng chia
d 1=

m.z1
=1,5.38=57 (mm)
cos β

SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 22

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

d2=

GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

m.z 2
=1,5.148=222 (mm)
cos β

Đường kính đình răng
=d1+2.(1+x1-∆y).m = 57+2.(1+0,069-0,0048).1,5 = 60,19 (mm)
= d2+2.(1+x2-∆y).m=222+2.(1+0,265-0,0048).1,5=225,78 (mm)
Đường kính chân răng
df1=d1-(2,5 -2.x1).m= 57-(2,5-2.0,069).1,5 = 53,457 (mm)
df2=d2-(2,5 -2.x2).m= 222 -(2,5-2.0,265).1,5 = 219,045 (mm)

III. TÍNH TOÁN CÁC TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG PHÂN
ĐÔI
1. Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 có σ b = 600 MPa
Ứng suất xoắn cho phép [
2. Xác định đường kính trục
Theo công thức 10.9 đường kính trục thứ k với k=1

Ta có

T1= 16184 Nmm
T2= 72673 Nmm

T3= 273117 Nmm
Đường kính sơ bộ các trục
chọn [ τ ] = 12Mpa
d1= 20 mm => b01= 15 (chọn b0i theo bảng 10.3)
d2= 30 mm => b02= 19
d3= 48 mm => b03= 26
Trục động cơ nối với trục hộp số
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ công thức 10.10 ,xác định được chiều dài mayơ của bánh răng
Công thức 10.13 để xác định chiều dài nữa nối trục (chọn nối trục
vòng đàn hồi)
Bảng 10.3 &10.4 để tính khoảng cách
Kết quả tính được khoảng cách l ki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết
quay thứ i như sau
Lm= (1.2÷1.5)d
Chọn Lm= 1.2d
SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 23


THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

Lm1=1,2.d1=1,2.20=24mm
Lm2=1,2.d2= 1,2.30=36 mm
Lm3= 1,2.d3=1,2.48=57,6 mm
∙ K1=8 khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của
hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

∙ K2 = 5 khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp
∙ k3= 10 khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ
∙ hn =15 chiều cao nắp ổ và đầu bulong
Các thông số
l22=0,5(lm1+b01)+k1+k2= 0,5(24+19)+8+5=34,5 (mm)
l23=l22+0,5(lm1+lm2) +k1=34,5+0,5(24+36)+8= 72,5 (mm)
l24=2l23-l22=2.72,5 – 34,5 = 110,5 (mm)
l21=2l23=2.72,5 = 145 (mm)
l31=l21=145 (mm) , l32=l23= 72,5 (mm)
l33=2l32+lc33= 2.72,5 +66,8= 211,8 (mm)
Với lc33=0,5(lm33+b03)+k3+hn=0,5(57,6+26)+10+15=66,8 (mm)
Khoảng cách giữa các gối dỡ
l11=l21=l31=2.l32=2.72,5=145 (mm)
4. Trị số và chiều của các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục
Chọn hệ truc tọa độ như hình vẽ
z
x
y
Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục theo phương y
Fy= Fx=2483 (N)

SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 24


GVHD: Nguyễn Hoàng Châu

THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Theo công thức 10.1
16148

Ft12=

= 28,13 = 574 (N)

Ft12=Ft22=Ft13=Ft24= 574 (N)
Ft23=

=

72673
= 1102 (N)
131,88

Ft23=Ft32= 1102 (N)
tgα tw 574.tg (23,1)
Fr12=Ft12.
=
= 287 (N)
cos(31,44)
cos β
Fr12=Fr22=Fr13=Fr24= 287 (N)
Fr23=Ft23.tg

= 1102.tg(23,1) = 470 (N)

Fr32=Fr23= 470 (N)
Fa12=Ft12.tg =574.tg31,44= 351(N)

Fa12=Fa22=Fa13=Fa24= 351(N)
Fa23=Fa32=0 (

Chiếu các lực lên tọa độ đã chọn
Fx12
574(N)
Fy12
Fx13
574(N)
Fy13
Fx22
-574(N)
Fy22
Fx24
-574(N)
Fy24
Fx23
-1102(N)
Fy23
Fx32
1102(N)
Fy32

-287(N)
-287(N)
287(N)
287(N)
-470(N)
470(N)

Fz12
Fz13
Fz22
Fz24
Fz23
Fz32

-351(N)
351(N)
351(N)
-351(N)
0
0

5. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
 Sơ đồ trục,chi tiết quay& lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục
Trục 1

SVTH: Lê Hoài Thương

Trang 25