Đồ án nguyên lí chi tiết máy đại học SPKT TP HCM Đề 03

ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 1


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ
1.1.Chọn động cơ điện
1.1.1. Xác định công suất trên trục động cơ điện:
Công suất truyền trên các trục công tác:
2

Pl

Pct=

 Ti 
∑  T ÷ ti
 
∑ ti

=

0, 7tck + 0,82.0, 3tck
3, 6
= 3, 4( kW )
tck

Công suất trên trục động cơ điện :

Pctdc =

Pct
η

(1)

Hiệu suất truyền động :

η = η1.η2 .η3 ... = η k .ηol4 .ηbr2 .η x
( công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1])
Dựa vào bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có :
Hiệu suất bộ truyền xích :

ηx = 0,93

Hiệu suất nối trục di động : ηk = 1
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn :

ηol = 0,99

Hiệu suất 1 cặp bánh răng : ηbr = 0,98

η = 1.0,994.0,982.0,93 = 0,86
Thay vào (1) ta được :
Pctdc =

Pct
η

=

3, 4
0,86

=3,953 kW

1.1.2. Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện:

ndcsb= usb.nlv
SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 2


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Ta có :
nlv = 52 ( vòng/phút)
usb : tỷ số truyền của hệ thống dẫn động.
Trong đó : usb = ung.uh
Uh : là tỷ số truyền hộp giảm tốc banh răng trụ 2 cấp. Uh = 9
Un : tỷ số truyền bộ truyền xích. Ung=Ux=2 (chọn theo bảng 2.4 trang
21 tài liệu [1])
 Usb = 9.2= 18
 nsb = 52.18 = 936 (vòng/phút)
 Ta chọn số vòng quay đồng bộ : ndb= 1000 (vòng/phút)
 Động cơ được chọn thỏa các điều kiện :
 Pctdc = 3, 953( kW ) ≤ Pdc = 4( kW )

ndb = 1000(v / ph)


Theo bảng 1.1 phụ lục trang 234 tài liệu [1] ta chọn động cơ :
•
•
•
•

Số hiệu động cơ :4A112MB6Y3
Công suất danh nghĩa :Pđc = 4,0 kW
Số vòng quay trục động cơ :nđc = 950 (vòng/phút)
Đường kính trục động cơ : dtc = 32 (mm)

1.2. Phân phối tỷ số truyền :
1.2.1 Tỷ số truyền thực :

Ut =

ndc
nlv

950
52

=
= 18,27
1.2.2. Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động:
1
2

3

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 3


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Với ung = ux = 2( đã chọn)

uhgt =


ut 18, 27
=
= 9,14
ung
2

Mặt khác ta có : u12 = 1,3.u23 ( theo công thức thực nghiệm

u1 = (1,2 ÷ 1,3)u 2

)

Ta có công thức : uhgt = u12.u23 (2)

{
 

Dựa vào công thức (2) ta tính được :

u12 = 3,45
u23 = 2,65

Ta tính lại tỉ số truyền un với u12 và u34 đã tính :

ung =

1.3.

ut
18, 27
=
= 1, 998
u12 .u23 3, 45.2, 65

Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục :
• Tính số vòng quay trên các trục :
Đối với trục I :

n1 =

n1
= 950(vong / phut )
u01

Đối với trục II:

n2 =

n1
= 275(vong / phut )
u12

Đối với trục III :

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 4


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

n3 =

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

n2
= 104(vong / phut )
u23

Đối với trục máy công tác :

n4 =

n3
= 52(vong / phut )
ux

• Tính công suất trên các trục :
Đối với trục III:

p3 =

plv
plv
3, 6
=
=
= 3, 91(kW )
η34 η x .ηol 0, 93.0, 99

Đối với trục II :

p2 =

p3
p3
3,91
=
=
= 4, 03( kW )
η 23 ηbr .ηol 0,98.0,99

Đối với trục I :

p1 =

p2
p2
4, 03
=
=
= 4,15( kW )
η12 ηbr .ηol 0, 98.0,99

Đối với trục động cơ :

pdc =

p1
p1
4,15
=
=
= 4,19( kW )
η01 η k .η ol 1.0,99

• Tính momen trên các trục :
Đối với trục động cơ :

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 5


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Tdc = 9,55.106

pctdc
3,953
= 9,55.106.
= 39, 738.103 ( Nmm)
ndc
950

Đối với trục I :

T1 = 9,55.106

p1
4,15
= 9,55.106.
= 41,718.103 ( Nmm)
n1
950

Đối với trục II:

T2 = 9,55.106

p2
4,03
= 9,55.106.
= 139,950.103 ( Nmm)

n2
275

Đối với trục III :

T3 = 9,55.106

p3
3,91
= 9,55.106.
= 359,043.103 ( Nmm)
n3
104

Đối với trục công tác :

Tmct = 9,55.106

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

plv
3, 6
= 9,55.106.
= 661,153.103 ( Nmm)
nlv
52

Trang 6

ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

• Với động cơ đã chọn là 4A112MB6Y3 thì ta có bảng đặc tính kỹ
Trục

Động cơ

I

II

III

Công tác

4,19

4,16

4,03

3,91

3,6

Thông số
Công suất (kW)
Tỷ số truyền

1

3,45

2,65

1,998

Mômen xoắn (Nmm)

39738

41718

139950

359043

661153

Số vòng quay (vg/ph)

950

950

275

104

52

thuật như sau :

PHẦN II : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Số liệu đầu vào :
- Các thông số làm việc của bộ truyền
+ Công suất trên trục dẫn : P1 = 3,91(kW)
+ Số vòng quay tên trục dẫn : n1 = 104(vòng/phút)
+ Tỷ số truyền của bộ truyền xích : u = 2
+ Momen xoắn trên trục dẫn : T =359,043 .103(Nmm)
- Điều kiện làm việc của bộ truyền :
+ Tải trọng va đập nhẹ , quay 1 chiều
+ Trục đĩa xích điều chỉnh được
+ Làm việc 2 ca , 1 ca 8 giờ
+ Môi trường làm việc có bụi
+ Bôi trơn nhỏ giọt
2.1. Thiết kế bộ truyền xích :
- Chọn loại xích : xích ống con lăn
- Chọ số răng đĩa xích : Z1 = 29 – 2.2 = 25 răng => chọn Z1= 25
Số đĩa xích bị dẫn : Z2 = u.Z1 = 2.25 = 50 răng < Zmax = 120
2.3. Xác định bước xích
Hệ số
k0
ka

giá trị

kdc

1,1

1
1

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Điều kiện làm việc của bộ truyền xích

Bộ truyền đặc nằm ngang hoặc nghiên 1 góc 30 độ
40 p

a=
Trục đĩa xích điều chỉnh được bằng đĩa căng hoặc con

Trang 7


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

kbt
kđ
kc

1,3
1,35
1,25

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

lăn xích
Bôi trơn nhỏ giọt , môi trường làm việc có bụi
Tải trọng va đập nhẹ
Làm việc 2 ca

k = k0 .ka .kdc .kd .kc = 1.1.1,1.1,3.1,35.1, 25 = 2, 41
- Hệ số răng kz

kz =

25 25
=
=1
z1 25

- Hệ số vòng quay kn ( chọn n01=200 vòng/phút )

kn =

n01 200
=
= 1,92
n3 104

- Hệ số phân bố không điều tải trọng cho các dãy xích : chọn xích 1 dãy

kd=1
- Công suất tính toán

pt =

k .k z .kn . p1 2, 41.1.1,92.3,91
=
= 18, 09
kd
1

- Chọn bước xích :
Theo bảng 5.5[1,trang 21], với n01=200(vòng/phút). Chọn bộ truyền xích có
bước xích p=31,75(mm) thỏa điều kiện bền mòn Pt ≤[Pt]=19,3(kW)
2.4. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích :
- Khoảng cách trục sơ bộ
asb=40p=40.31,75=1270mm
- Xác định số mắt xích

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 8


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

2

2

2a

z +z
p  z2 − z1 
2.1270 25 + 50 31, 75  50 − 25 
X = sb + 1 2 +
+
+

÷ =

÷ = 117,9
p
2
asb  2π 
31, 75
2
1270  2π 
Ta chọn X = 118 mắt
- Tính lại khoảng cách trục :
2
2
1 
z1 + z2
z1 + z2 

 z2 − z1  

a= p X −
+ X −
÷ − 2
÷

4 
2
2 

 π  


2
2

1
25 + 50
25 + 50 
50 − 25  


 = 1272( mm)
= .31, 75. 118 −
+ 118 −
÷ − 2
4
2
2 
π ÷








Để xích không chịu lục căng quá lớn , giảm :
∆a = (0, 002 ÷ 0, 004) a = 2,5 ÷ 5( mm)
Vậy chọn a = 1268(mm)
2.5. Kiểm nghiệm lại số lần va đập xích trong 1 giây :

i=

4v z1.n1 25.104
=
=
= 1, 47 ≤ [ i ] = 25
L 15.x 15.118

2.6. Kiểm tra độ bền

S=

Q
≥ [S]
K t .Ft + F0 + Fv

Trong đó Q = 88500(N)[1, bảng 5.2 trang 78]
Khối lượng 1 mét xích là q = 3,8 (kg)
Kt= 1,2

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 9

ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

1000.P1 1000.3,91
=
= 2833,33( N )
v1
1,38

Ft =

p.z1.n1 31, 75.25.104
=
= 1,38( m / s)
60000
60000
Fv = qv12 = 3,8.1,382 = 7, 24( N )

v1 =

F0 = k f qag = 4.3,8.1, 268.9,81 = 189, 07( N )
Ta chọn

S=

kf = 4

(bộ truyền nghiêng 1 góc <40o)

Q
88500
=
= 24, 61
K t .Ft + F0 + Fv 1, 2.2833,33 + 189, 07 + 7, 24

Theo bảng 5.10 tài liệu [1] ttrang 86 với n01 = 200 (vòng/phút), [S] = 8,5.
Vậy S > [S]: bộ truyền đảm bảo đủ điều kiện bền.
2.7.Đường kính đĩa xích :

d1 =

d2 =

p
31, 75
=
= 253,3(mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z1
25
p
31, 75
=
= 505, 65(mm)
π

180
sin( ) sin(
)
z2
50

2.8. Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc :

σ H = 0, 47

kr ( Ftđ.k . +vđF ) E
≤ [σ H ]
A.kd

Trong đó
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
Kr = 0,42 ứng với Z1 = 25
SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 10


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Kd = 1 : do bộ truyền xích một dãy.
Kđ = 1,2

hệ số tải trong động.

Fvd = 4,33(N) lực va đập trên một dãy xích.
Fvd = 13.10-7 n1.p3.m = 13.10-7.104.31,753 = 4,33 (N).
E: Mođun đàn hồi:

E = 2,1.105 Mpa.

A = 262 diện tích bề mặt tựa của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1]).

0, 42.(2833,33.1, 2 + 4,33).2,1.105
σ H = 0, 47
= 503,15MPa ≤ [σ H ] = 600 MPa
262.1
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210,tra bảng 2.11 [1, trang 86] sẽ
đạt ứng suất tiếp [
σ H 2 ≤ [σ H ]

σH

] = 600 (MPa), đảm bảo độ bền cho đĩa xích dẫn. Tương tự ,

(với cùng vật liệu và nhiệt luyện).

2.9. Xác định lực tác dụng lên trục:

Fr = k x .Ft = 1,15.2833,33 = 3258,33( N )
Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40o, kx=1,15.

LẬP BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN
Số liệu đầu vào

+ Công suất trên trục dẫn : P1= 3,91 (kW)
+ Số vòng quay trên trục dẫn : n1= 104(v/ph)
+ Tỷ số truyền của bộ truyền xích : u = 2
Kết quả tính toán

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 11


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

Thông số

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Kí hiệu (đơn vị)

Giá trị lần

…..

Xích con lăn

Đường kính đĩa xích dẫn

d1(mm)

253,3

Đường kính đĩa xích bị dẫn

d2(mm)

505,65

Bước xích

p(mm)

31,75

Số răng đĩa xích dẫn

Z1

25

Số răng đĩa xích bị dẫn

Z2

50

Số mắt xích

X

118

Khoảng cách trục

a(mm)

1268

Lực tác dụng lên trục

Fr(N)

3258,33

Loại xích

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 12


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

PHẦN III : BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1.Bộ truyền cấp nhanh – bánh trụ răng thẳng
 Số liệu đầu vào :
- Công suất trên trục dẫn : P1=3,91(kW)
- Số vòng quay trên trục dẫn : n1 = 950 (vg/ph); n2 = 275(vg/ph)
- Momen xoắn trên trục dẫn : T1 = 41,718.103(Nmm) ; T2 = 139,95.103(Nmm)
- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc : u12 = 3,45 ; u23 = 2,65

3.1.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :
Chọn vật liệu 2 cấp bánh rằng như sau

:

Theo bảng 6.1 trang 92 tài liệu [1] trang 92 ta chọn được :
Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện độ rắn :

σ
÷
HB = 241
285, có

b1

= 850 MPa ,

σ ch1

= 580 Mpa

Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện có độ rắn :
σ
÷
HB = 192
240 , có

b2

= 750 MPa,

σ ch 2

= 450 Mpa

3.1.2.Xác định ứng suất tếp xúc và ứng suất uốn cho phép
Phân cấp tỷ số truyền Uhgt= 9,14 ; cấp nhanh U12=3,45 ; cấp chậm
U23 = 2,65.
• Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ H ] =

σ 0 HLim .K HL
.Z R .ZV .K xH
SH

Với tính sơ bộ thì :
[σ H ] =

Nên ta có :

Z R .ZV .K xH = 1

σ 0 HLim .K HL
SH

Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 13

ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

HB = 180

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

÷ 350.

σ 0 HL im = 2.HB + 70

;

σ H = 1,1 σ 0 F lim = 1,8HB
;

;

s F = 1,75

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230 ta
tính được :

σ 0 H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560

σ F lim1 = 1,8.245 = 411

MPa.

MPa.

σ 0 H lim 2 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530

σ F lim2 = 1,8.230 = 414

MPa.

MPa.

Ta có công thức 6.5 tài liệu [1], tính số chu kì cơ sở khí tính độ
bền tiếp xúc:
N HO = 30.HB 2,4

Ta tính được :

 N HO1 = 30.HB12,4 = 30.2452,4 = 1, 63 ×107

2,4
2,4
7
 N HO2 = 30.HB2 = 30.230 = 1,39 ×10

Ta có công thức 6.7 tài liệu [1], tính số chu kỳ chịu tải của bánh
3

N HE

răng đang xét :

T 
= 60.c.n.t∑ = 60.c.∑  i ÷ .ni .ti
 T1 

c: số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng quay.
n : số vòng quay của bánh răng (vòng/phút).
∑

t : tổng số giờ làm việc (h, giờ).
Từ công thức ta tính được :

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 14


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

3

N HE2

T 
t
= 60.c. ∑ ti .∑  i ÷ .n2 . i = 60.1.275.4800.(13.0, 7 + 0,83.0,3) = 6, 76 ×107
∑ ti
 T1 

Vì NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1.
Tương tự ta tính được NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1.
Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất cho phép ở trên ta
tính được:

[

[

[

σH

]=

σH
σH

σ

]1 =

]2 =

0
Him

σ
σ

K HL
SH
K

HL1
0
S
Him1
H

0
Him2

K HL2
SH

=

=

560.1
1,1
530.1
1,1

= 509,09 Mpa.

= 481,82 Mpa.

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng :

[

σ H1

] = min([

σH

]1 ; [

σH

]2) = 481,82 Mpa.

• Ứng suất uốn cho phép :

[σF ]

σ 0 FLim .K FL
=
.YFC .YR .YS .YxF
SF

Với tính sơ bộ thì :

Nên ta có :

YFC .YR .YS .YxF = 1

σ 0 FLim .K FL

[σF ] =
SF

NFO = 4.106 ([1], trang 93).
Theo công thức 6.8 tài liệu [1] , tính số chu kỳ chịu tải tĩnh của
bánh răng :
SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 15


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

mF

N FE

T 
= 60.c.n.t∑ = 60.c.  i ÷ .ni .ti
 T1 

Từ công thức ta tính được :
6

N FE2

T 
t

= 60.c. ∑ ti .∑  i ÷ .n2 . i = 60.1.4800.275.(16.0, 7 + 0,86.0,3) = 6,17 ×107
∑ ti
 T1 

Vì NFE2 > NFO nên do đó KFL2 = 1.
Tương tự ta tính được , NFE1 > NFO nên do đó KFL1 = 1.
Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất uốn cho phép ta
tính được :

[ σ F1 ] =
[σF2] =

σ 0 FLim1.K FL1 441.1
=
= 252 Mpa
SF
1, 75

σ 0 FLim 2 .K FL 2 414.1
=
= 236, 57 Mpa
SF
1, 75

• Ứng suất quá tải cho phép :
[
[
[

σH

σ F1
σ F2

]max = 2,8.
]max = 0,8.
]max = 0,8.

σ ch 2

σ ch1
σ ch 2

= 2.8.450 = 1260 Mpa.
= 0,8.580 = 464 Mpa.
= 0,8.450 = 360 Mpa.

3.1.3.Xác định sơ bộ thông số cơ bản
Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
T1.K H β
3
[σ H ]R .u12 .ψ ba
±
aw1 = Ka( u 1)
Trong đó :

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 16

ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

ψ ba
ψ ba

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

: Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Chọn
= 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1].

Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.(Ka = 49,5 Mpa1/3)

ψ bd

ψ ba

= 0,5.

(u12+1) = 0,5.0,3.(3,45+1) = 0,7
β

Tra bảng 6.7 tài liệu [1], KH = 1,02 ( sơ đồ 7).
3

±

 aw1 = Ka( u 1)

T1.K H β
[σ H ]2 .u12 .ψ ba
3

= 49,5.(3,45+1).

41, 718.103.1, 02
= 123, 7mm
481,822.3, 45.0, 3

Vậy lấy aw1 = 125 mm.
3.1.4.Xác định thông số bộ truyền :
(0, 01 ÷ 0, 02)

- Modun pháp : m =
=

(0, 01 ÷ 0, 02)

aw1

.124 =

1, 24 ÷ 2, 48

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn modun pháp m = 2.
- Số răng bánh răng nhỏ :
2a w1
m(u1 + 1)

2.125
2.(3, 45 + 1)

Z1 =
=
= 28,1 lấy Z1 = 28
- Số răng bánh răng lớn :
Z2 = Z1.u12 = 28.3,45 = 96,7 lấy Z2 = 97
ut12 =

- Tỷ số truyền thực :

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Z 2 97
= = 3, 46
Z1 28

Trang 17


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

aw1 =

- Khoảng cách trục :
- Đường kính vòng chia:

m.( Z1 + Z 2 ) 2.(28 + 97)
=
= 125( mm)
2
2

d1 = m.

z1
28
= 2. = 56(mm)
cos β
1

d 2 = m.

z2
97
= 2. = 194(mm)
cos β
1

- Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 56 + 2.2 = 60 (mm)
da2 = d2 + 2.m = 194 + 2.2 = 198 (mm)
- Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m = 56 – 2,5.2 = 51 (mm)
df2 = d2 – 2,5.m = 194 – 2,5.2 = 189 (mm)
- Chiều rộng vành răng:
bw1 =

ψ

ba

.aw1 = 0,3.125 = 37,5 (mm)

3.1.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
σH =

Z M .Z H .Zε
d w1

2.T1.K H .(ut + 1)
≤ [σH ]
bw .ut

Trong đó :
ZM =

2.E1.E2
π  E2 (1 − µ1 ) 2 + E1 (1 − µ 2 )2 

: là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của
bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5 tài liệu [1] Zm = 274 (Mpa1/3).
ZH =

2.cos βb
=
sin(2.α tw )

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

2.1
= 1, 76
sin(2.200 )

Trang 18


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN


 1 1  
 1 1 
ε α = 1,88 − 3, 2.  + ÷ = 1,88 − 3, 2.  + ÷ = 1, 73
 28 97  
 Z1 Z 2   

Zε =

1
1
=
= 0, 76
εα
1, 73

Ta tính được đường kính vòng lăn bánh nhỏ và vận tốc vòng :
d w1 =

v=

2.aw
2.125
=
= 56,05mm
ut + 1 3, 46 + 1

π .d w1.n1 3,14.56, 05.950
=
= 2, 79 m / s
60000
60000

Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 8
Tra bảng 6.14 tài liệu [1] ta có :

KHα = 1,09

Tra bảng 6.16 tài liệu [1] ta có :

g0 = 56

Ta bảng 6.15 tài liệu [1] ta có:

δ H = 0,006

δ F = 0,016
ν H = δ H .g 0 .v.

aw
125
= 0, 006.56.2, 79.
= 5, 63
u
3, 46

Do đó ta tính được :

K Hv = 1 +

vH .bw .d w1
5, 63.37,5.56, 05
= 1+
= 1,13
2.T1.K H β .K H α
2.41718.1, 02.1, 09

K H = K H β .K H α .K Hv = 1, 02.1, 06.1,13 = 1, 22

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 19


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Vậy ta tính dược ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc :
σ H1 =

Z M .Z H .Zε
d w1

2.T1.K H .(ut + 1) 274.1, 76.0, 76 2.41718.1, 22.(3, 46 + 1)
=
= 386, 79 Mpa
bw .ut
56, 05
37,5.3, 46

Với [

σ H1

] = 481,82 Mpa >

σ H1

= 386,79 Mpa

Vậy răng đã thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
3.1.6.Kiểm nghiện răng về độ bền uốn

σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1 .d w1 .m

≤ [σ F 1 ]

Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được : KFβ = 1,03
Tra bảng 6.14 : KFα = 1,27
vF = δ F .g 0 .v.

K Fv = 1 +

aw1
125
= 0, 016.56.2, 79.
= 15, 03
um
3, 46

vF .bw .d w1
15, 03.37,5.56, 05
= 1+
= 1, 29
2.T1.K F β .K Fα
2.41718.1, 03.1, 27

Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1].

K F = K F β .K Fα .K Fv = 1, 03.1, 27.1, 29 = 1, 69
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Yε =

1
1
=
= 0,58
ε α 1, 73

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 20


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

Yβ = 1 −

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

β0
=1
140

Số răng tương đương:
Z v1 =

Z1
28

= 3 = 28
3
cos β 1

Zv2 =

Z2
97
= 3 = 97
3
cos β 1

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được : YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6
⇒ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động :

σ F1 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

=

2.41718.1, 69.0,58.1.3,8
= 73,93Mpa
37,5.56, 05.2

σ F 1 ≤ [ σ F 1 ] = 252Mpa
Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động :

σF2 =

σ F 1.YF 2 73,93.3, 6
=
= 70, 04 Mpa
YF 1
3,8

σ F 2 ≤ [ σ F 2 ] = 236,57 Mpa
3.1.7.Kiểm nghiệm quá tải

K qt =
Hệ số quá tải:

Tmax
=1
T1

Ứng suất tiếp xúc cực đại:
σ H 1max = σ H 1. K qt = 386, 79Mpa < [ σ H max ] = 1260 Mpa

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 21


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

3.1.8.Thông số bộ truyền :

Khoảng cách trục

aw

125 mm

Modun pháp

m

2

Chiều rộng vành răng

bw

37,5 mm

Tỷ số truyền

um

3,46

Số răng bánh 1

Z1

28 răng

Số răng bánh 2

Z2

97 răng

Góc nghiêng của răng

β

0o

Đường kính vòng chia

d

d1 = 56mm; d2 = 194mm

Đường kính đỉnh răng

da

da1 = 60mm; da2 = 198mm

Đường kính đáy răng

df

df1 = 51mm; df2 = 189mm

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 22


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

3.2.Bộ truyền cấp châm – bánh trụ răng nghiêng
 Số liệu đâu vào :
- Công suất trên trục dẫn : P2 = 4,03 kW
- Số vòng quay trên trục dẫn : n2 = 275 (vg/ph) ; n3 = 104 (vg/ph)
- Momen xoắn trên trục dẫn : T2 = 139,95.103 (Nmm)
T3 =359,043.103(Nmm)
- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc : u12 = 3,45 ; u23 = 2,65
3.2.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :
Chọn vật liệu 2 cấp bánh rằng như sau
:
Theo bảng 6.1 trang 92 tài liệu [1] trang 92 ta chọn được :
2 Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện độ rắn :

÷

σ ch1

σ b1

HB = 241 285, có
= 850 MPa ,

= 580 Mpa
2 Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện có độ rắn :
HB = 192

÷

σ b2

240 , có

= 750 MPa,

σ ch 2

= 450 Mpa

3.2.2.Xác định ứng suất tếp xúc và ứng suất uốn cho phép
• Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ H ] =

σ 0 HLim .K HL
.Z R .ZV .K xH
SH

Với tính sơ bộ thì :
[σ H ] =

Nên ta có :

Z R .ZV .K xH = 1

σ 0 HLim .K HL
SH

Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 180

÷

350.

σ 0 HL im = 2.HB + 70

;

σ H = 1,1 σ 0 F lim = 1,8HB
;

;

s F = 1,75

Chọn độ rắn 2 bánh nhỏ HB3 = 260, độ rắn 2 bánh lớn,

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 23


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

HB4 = 225 ta tính được :

σ 0 H lim3 = 2.HB3 + 70 = 2.260 + 70 = 590

σ F lim3 = 1,8.260 = 468

MPa.

MPa.

σ 0 H lim 4 = 2.HB4 + 70 = 2.225 + 70 = 520

σ F lim 4 = 1,8.225 = 405

MPa.

MPa.

Ta có công thức 6.5 tài liệu [1], tính số chu kì cơ sở khí tính độ
bền tiếp xúc:
N HO = 30.HB 2,4

Ta tính được :

 N HO3 = 30.HB32,4 = 30.2602,4 = 1,88 × 107

2,4

2,4
7
 N HO4 = 30.HB4 = 30.225 = 1,33 × 10

Ta có công thức 6.7 tài liệu [1], tính số chu kỳ chịu tải của bánh
3

N HE

răng đang xét :

T 
= 60.c.n.t∑ = 60.c.∑  i ÷ .ni .ti
 T1 

c: số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng quay.
n : số vòng quay của bánh răng (vòng/phút).
∑

t : tổng số giờ làm việc (h, giờ).
Từ công thức ta tính được :
3

N HE4

T 
t
= 60.c. ∑ ti .∑  i ÷ .n3 . i = 60.1.104.4800.(13.0, 7 + 0,83.0,3) = 2,56 ×107
∑ ti
 T1 

Vì NHE4 > NHO4 do đó KHL4 = 1.
Tương tự ta tính được NHE3 > NHO3 => KHL3 = 1.

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

Trang 24


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất cho phép ở trên ta
tính được:

[

[

[

σH

σH
σH

]=

σ

]3 =

]4 =

0
Him

σ

0
Him 3

σ

0
Him 4

K HL
SH

K HL 3
SH

=

K HL 4
SH

=

590.1
1,1
520.1
1,1

= 536,36 Mpa.

= 472,73 Mpa.

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng :

[

σH2

[σ ]3 + [ σ ] 4

]=

2

=

536, 36 + 472, 73
= 504,55Mpa
2

• Ứng suất uốn cho phép :

[σF ] =

σ 0 FLim .K FL
.YFC .YR .YS .YxF
SF

Với tính sơ bộ thì :

[σF ] =
Nên ta có :

YFC .YR .YS .YxF = 1

σ 0 FLim .K FL
SF

NFO = 4.106 ([1], trang 93).
Theo công thức 6.8 tài liệu [1] , tính số chu kỳ chịu tải tĩnh của
bánh răng :
mF

N FE

SVTH : NGUYỄN DÔNG HƯNG

T 
= 60.c.n.t∑ = 60.c.  i ÷ .ni .ti
 T1 

Trang 25