Bài tập lớn chi tiết máy

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

BÁO CÁO BÀI TẬP LỚN
MÔN: CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN VĂN THẠNH
SVTH : NGUYỄN MINH TUẤN
MSSV : 1713794
LỚP : L03-A

Thành phố Hồ Chí ngày 22 tháng 05 năm 2019

pg. 1


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU…………………………………………………………………………….3
ĐỀ BÀI……………………………………………………………………………………3
I.
CHỌN ĐỒNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN……………………….4
II.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH……………………………….6
III.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG…………………….8
1. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG………………..8
2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG…………….11
IV.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC I, II, III …………………………………….15

1. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC I………………………………………………..15
a. TRỤC I……………………………………………………………………………15
b. Ổ LĂN TRỤC I…………………………………………………………………...20
2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC II……………………………………………….22
a. TRỤC II…………………………………………………………………………...22
b. Ổ LĂN TRỤC II…………………………………………………………………..27
3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC III………………………………………………30
a. TRỤC III…………………………………………………………………………..30
b. Ổ LĂN TRỤC III………………………………………………………………….35

2


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY
A. LỜI NÓI ĐẦU:

Môn học CHI TIẾT MÁY là một môn học cơ bản của ngành cơ khí chúng ta, giúp
chúng ta có một cách nhìn cụ thể, thực tế hóa kiến thức đã được học để thiết kế ra một hệ
thống nào đó, tiêu biểu như trong BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY là thiết kế hộp giảm tốc 2
cấp.
Môn học CHI TIẾT MÁY còn là môn học cơ sở của các môn học sau này đồng thời
cung cấp một lượng kiến thức lớn để giúp sinh viên cơ khi làm đồ án tốt nghiệp, vì vậy cần
phải hiểu rõ môn học này hơn nữa.
Đối với BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY, đây là một bài tập lớn đồi hỏi phải được
cung cấp một lượng kiến thức lớn và đầy đủ để đảm bảo tính chính xác của bài làm. Lượng
kiến thức đó đã được thầy chỉ dẫn và những tài liệu tham khảo như : GIÁO TRÌNH CƠ SỞ
THIẾT KẾ MÁY (*) , BÀI TẬP CHI TIẾT MÁY, TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN
ĐỘNG CƠ KHÍ
Cuối lời, cảm ơn sự chỉ dẫn của thầy Nguyễn Văn Thạnh đã giúp em hiểu rõ hơn về môn
học, bài tập lớn này là bài tập lớn quan trọng của bản thân em cũng như môn học này, vì

là lần đầu tiên nên có nhiều sai sót và mong thầy đóng góp ý kiến để giúp em hoàn thiện
hơn.
B. ĐỀ BÀI:

1.
2.
3.
4.
5.

Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Tính toán thiết kế bộ truyền xích
Tính toán thiết kế 2 bộ truyền bánh răng
Tính toán thiết kế trục I, II, III trong hộp giảm tốc
Chọn ổ lăn cho trục I, II, III

3


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Chú thích :
(1) , (2) : Bánh răng trụ răng nghiêng
(3) , (4) : Bánh răng trụ răng thẳng
(5) , (6) : Đĩa xích
(7) : Tăng dẫn băng truyền
D = 494 mm : Đường kính tăng dẫn băng truyền (mm)
F = 1079,4 N : Lực vòng trên băng tải (N)
v = 1,794 m/s : Vận tốc băng tải (m/s)
ĐC : Động cơ điện 3 pha

*Cấu trúc bài làm :
Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền xích
Phần 3: Tính toán thuyết kế hai bộ truyền bánh răng
Phần 4: Tính toán và thiết kế ổ trục I, II, III
Phần 5: Chọn ổ lăn cho trục I, II, III
I.
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:
1.Hiệu suất truyền động :
η

Kn

= 1 (khớp nối)

η

Brn

= 0,97 (bánh răng nghiêng)

η

Brt

= 0,95 (bánh răng thẳng)

η

X

= 0,93 (xích)

η

ol

= 0,99 (ổ lăn)

η = η Kn.η Brn.η Brt.η Ol.η X =1.0,97.0,95.0,93.0,99 4 =0,823
4

2.Số vòng quay trục IV:

v = π Dn IV
4

n IV
3.Chọn sơ bộ :

6.10
4
1,794.6.10 4
v
.6.10
=
=
= 69,39(v / p)
πD

3,14.494

u12 = 4
4
u
= 3,08
u 34 = 12 =
1,3
u 56 = 3

1,3

4.Tỉ số truyền:

4.4.3
= 36,92
1,3
n sb = u.n IV = 36,92.69,39 = 2561,87(v / p)

u = u12.u 34.u 56 =



Chọn

n db = 3000 (v / p)
4


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

F .v 1079, 4.1,794
=
= 1,94(kw)
1000
1000
P IV = 1,94 = 2.357(kw)
P dc =
η
0,823

P IV =

=>Chọn động cơ điện: Dựa vào bảng P1.2/trang 235 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn
Động Cơ Khí Tập Một” của “Trịnh Chất – Lê Văn Uyển”, ta chọn động cơ Dk.42-2 có công
suất 2,8(kW) và số vòn quay của trục chính là 2880(vòng/phút)


Tỉ số truyền:

Chọn:
5.Công suất từng trục:


u = n dc = u 12.u 34.n 56 = 41,5

n IV

u 12 = 4

=> u 34 =

4
= 3,08
1,3

=> u 56 =

u
= 3,37
4.4
1,3

=> P dc = 2,357(kw)
=> P 1 = P dc.η Kn.η Ol = 2,357.1.0,99 = 2,333( kw)
=> P 2 = P 1.η Brn.η Ol = 2,333.0,97.0,99 = 2,240( kw)
=> P 3 = P 2.η Brt.η Ol = 2,240.0,95.0,99 = 2,107( kw)
=> P 4 = P 3.η X .η Ol = 2,107.0,93.0,99 = 1,94( kw)

6.Số vòng quay từng trục:

=> n1 = n dc = 2880(v / p )
2880
=> n 2 = n1 =
= 720(v / p )
4
u 12
720
=> n 3 = n 2 =
= 234(v / p )

u 34 3,08

=> n 4 = 69,39(v / p)
T=

9,55.10 6.P i

ni
9,55.10 .P dc 9,5510 6.2,357
=
= 7815,747( N .mm)
=>T dc =
2880
n dc
9,55.10 6.P1 9,5510 6.2,333
=
= 7736,163( N .mm)
=>T 1 =
2880
n1
9,55.10 6.P 2 9,5510 6.2,240
=
= 29711,111( N .mm)
=>T 2 =
720
n2
9,55.10 6.P 3 9,5510 6.2,107
=
= 85990,812( N .mm)
=>T 3 =

234
n3

7.Mô men xoắn từng trục:

6

5


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

=>T 4 =

9,55.10 6.P 4

n4

9,5510 6.1,94
=
= 266998,127( N .mm)
69,39

8.Bảng thông số của hệ thống truyền động:

P(kw)
u
n (v/p)
T (N.mm)

Động cơ

I

II

III

IV

2,357
1
2880
7815,747

2,333

2,240

2,107

1,94
3,37
69,39
266998,127

4
2880
7736,163

3,08
720
29711,111

234
85990,812

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:
■Số liệu dựa vào bài 4.2 sách “ BÀI TẬP CHI TIẾT MÁY” của Thầy “ Nguyễn Hữu Lộc và
số liệu thu thập được ở phần I, ta có:
+ Công suất bộ truyền: P = 2,107 (kw)
+ Tỉ số Truyền: u = 3,37
+ Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 234 (v/p)
+ Moment xoắn: T = 85990,812 (N.mm)
+ Tải trọng va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt, làm việc 1 ca, trục đĩa xích điều chỉnh được
II.

+ Đường nối tâm trục nghiêng với phương ngang một góc 20
+ Khoảng cách trụ được chọn a = 40 pc
■Trình tự thiết kế:
1. Chọn loại xích: xích ống con lăn

o

2. Chọn số răng đĩa xích dẫn và đĩa bị dẫn :
Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.3,37 = 22,26 răng  ta chọn Z1 = 23 răng vì số răng lẽ để đĩa sẽ mòn
đều hơn, tăng khả năng sử dụng.
Z2 = u.Z1 = 23.3,37 = 77,51 răng  ta chọn Z2 = 78 răng
3. Xác định hệ số điều kiện sử dụng xích:

K = K r.K a.K 0.K dc.K b.K lv

Trong đó :

K r = 1,2 – Hệ số tải trọng động: tải la đập nhẹ

K a = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục hay chiều dài xích: a = (30 ÷ 50
pc)

K 0 = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền: đường nối 2 tâm đĩa xích hợp
vs phương ngang 1 góc 20º

6


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

K dc = 1 – Hệ số xét đến

ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích: trục đĩa xích

điều chỉnh được

K b = 1 – Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn: bôi trơn nhỏ giọt
K lv = 1 – Hệ số xét đến chế độ làm việc: làm việc 1 ca
4.Công suất tính toán:

Pt = P

K .K z.K n

KX

K = 1,2.1.1.1.1.1 = 1,2

z 01 = 25 = 1,087
z 1 23

Kz=

Kx = 1 với số dãy xích là 1
Trang bảng 5.4 ta được: Chọn n01 = 200 (v/p)

Kn =

n 01 = 200 = 0,855
n1 234

Thay các hệ số và giá trị vào công thức Pt ta được :

Pt =

1,2.1,087.0,855
.2,107 = 2,350( kw)
1

5.Số vòng quay giới hạn:
Theo bảng 5.4, ta tra được: n01 = 200 (v/p) và [P] > Pt => [P] = 2,7 (kw) và pc = 15,875
6.Khoảng cách trục:
a = 40pc = 40.15,875 = 635 mm
7.Số mắc xích được xác định theo công thức:

2
2
2a z 1 + z 2 z 2 − z1 p c 635.2 23 + 78 78− 23 15,875
X=
+
+(
+
+(
= 132,42
). =
).
2
a 15,875
2
635
pc
2π
2π
Chọn X= 132 mắc xích, khi đó chiều dài xích là: L = Xpc = 2095,5 mm
Tính lại khoảng cách trục a:
2
2



z
z
z
1+ z 2 
2 − z1 

1 + z2
a = 0,25 p c.  X −
+ X−
÷ − 8
÷
2
2 
2π  






2
2

23+ 78 
23 + 78

 78 − 23  

a = 0,25.15,875. 132 −
+ 132 −
÷ − 8
÷ = 631,620mm
2
2 
2π  







Ta cần chỉnh chùng dây 1 đoạn: ∆a = (0,002...0,004) a = 1,263...2,526 mm
Do đó cuối cùng ta chọn: a = 630 mm
8.Lực tác dụng lên trục: Fr = Km.Ft
Trong đó: Km – Hệ số trọng lượng xích
Ft – Lực vòng có ích

Ft =

1000.P 1000.2,107
=
= 1479,648 N
v
1,424
7


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

v=

z 1.n1. p c = 23.234.15,875 = 1, 424( m / s)

60000
60000
Vận tốc:

Vậy ⇒ F r = 1,15.1479,648 = 1701,595 N
9. Đường kính đĩa xích:

p c z 1 15,875.23
p z 15,875.78
=
= 116, 22mm d 2 = c 2 =
= 394,15mm
π
π
π
π
d a1 = d 1 + 0,7 p c = 116,22 + 0,7.15,875 = 127,33mm
d a 2 = d 2 + 0,7 p c = 394,15 + 0,7.15,875 = 406,06mm
d1 =

III.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HAI BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
• BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG:

*Ta có các thông số:
Lh = 1000h
T = 7815,747 N.mm
T 1 = 7736,163 N .mm

T 2 = 29711,111N .mm
T 3 = 85990,812 N .mm
T 4 = 266998,127 N .mm
n 2 = 720(v / p )

u = 3,08
1. Chọn vật liệu làm bánh răng thẳng:
Chọn thép C45 được tôi cải thiện theo bảng 6.13 trang 249 sách “CƠ SỞ THIẾT KẾ CHI
TIẾT MÁY” đối với bánh dẫn, ta chọn độ rắn trung bình HB 1 = 250, đối với bánh bị dẫn ta
chọn độ cứng trung bình HB 2 = 228. Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt.
2. Số chu kì làm việc cơ sở:
7
2,4
2,4
N HO1 = 30 HB 1 = 30.250 = 1,71.10 chu kì

N HO 2 = 30 HB 2 = 30.228 = 1,37.10 chu kì
6
N FO1 = N FO 2 = 5.10 chu kì
2,4

7

2,4

3. Số chu kì làm việc với chế độ tải trọng và số vòng quay không đổi, xác định theo sơ

đồ tải trọng:

Đối với bánh dẫn: chế độ tải trọng : I- nặng => K HE = 0,5 , K FE = 0,3

N ∑1 = 60cnL h = 60.1.720.1000 = 4,32.10 chu kì
7
7
N HE1 = N ∑1.K HE = 4.32.10 .0,5 = 2,16.10 chu kì

7

N FE1 = N ∑1.K FE = 17,28.10 .0,3 = 1,296.10 chu kì
7

7

Đối với bánh bị dẫn:
7

6
N HE1 = 2,16.10 =
7,013.10
N HE 2 =
u
3,08
chu kì
7

6
N FE1 = 1,296.10 =
4,208.10
N FE 2 =

u

3,08

chu kì
8

BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

N HE1 > N HO1; N HE 2 > N HO 2; N FE1 > N FO1; N FE 2 > N FO 2
Cho nên: K HL1 = K HL 2 = K FL1 = K FL 2 = 1
Vì:

4. Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của bánh răng:

σ 0 H lim = 2 HB + 70
=> σ 0 H lim1 = 2.250 + 70 = 570 MPa
=> σ 0 H lim 2 = 2.228 + 70 = 526 MPa
σ 0 F lim = 1,8HB
=> σ 0 F lim1 = 1,8.250 = 450 MPa

σ 0 F lim 2 = 1,8.228 = 410,4 MPa

5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ ] = σ

0 H lim

H

σ 0 H lim.0,9
Z R Z V K L K XH .
K HL =
K HL

sH
sH

Khi tôi cải thiện sH = 1,1. Do đó:

570.0,9
= 466,4 MPa
1,1
526.0,9
=
= 430,4MPa
1,1

[σ ] =
H1

[σ ]
H2

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

[ σ ] = [ σ ] = 430,4 MPa
H

H2

6. Ứng suất uốn cho phép:

[σ ] = σ
F

0 F lim

sF

K FL

Chọn sF = 1,75, ta có:

450
.1 = 257 MPa
1,75
410,4
.1 = 234,5MPa
[ σ F 2] =
1,75

[σ ] =
F1

7. Tra bảng 6.15 , do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên

ψ bd =

ψ ba = 0,4 theo tiêu chuẩn. Khi đó:
ψ ba (u + 1)
2

ψ ba = 0,3 ÷ 0,5 , chọn

= 0,7

Theo bảng 6.4 (HB<350), ta nội suy tuyến tính được:
8. Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng:

9

K H β = 1,02; K F β = 1,35


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

a w = 500.(u + 1). 3

T 2K Hβ
2
ψ ba[ σ H ] u
29711,111.1,02
2 =104.076 mm
0,4.3,08.430,4

= 50.(3,08 + 1). 3
Ta chọn aw = 120mm
9. Mô đun răng :

m = ( 0,01 ÷ 0,02 ) a w = 1,2 ÷ 2,4 mm

Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 2mm.
10. Tổng số răng:

z3 + z4 =
z1 =

=> Chọn

z 1 = 30 răng

và

2a w = 120
m

răng

120
≈ 29, 4
3,08 + 1
răng

z 2 = 120 − 30 = 90

răng
90
u = z4 =
=3
30
z3
=> Tỉ số truyền sau khi chọn bánh răng:
11. Các thông số hình học chủ yếu của bánh răng:
Đường kín vòng chia:

d 1 = mz 1 = 2.30 = 60mm
d 2 = mz 2 = 90.2 = 180mm

Đường kính vòng đỉnh:

d α 1 = d 1 + 2m = 60 + 2.2 = 64mm
d α 2 = d 2 + 2m = 180 + 2.2 = 184mm
m ( z1 + z 2 )
=
= 120mm
aw

Khoảng cách trục:
Chiều rộng vành răng:
-

2

b 2 = ψ ba.a w = 0,4.120 = 48mm
Bánh dẫn: b1 = b 2 + 5 = 48 + 5 = 53mm
Bánh bị dẫn:

12. Vận tốc vòng quay bánh răng:

π .60.720
v = π d 1n1 =
= 2,26m / s
60000
60000

Theo bảng 6.3 trang 230 sách “ CƠ SỞ CHI TIẾT MÁY” ta tra được :
=>Cấp chính xác bánh răng là 9
13. Hệ số tải trọng tra theo bảng 6.5:
Ta chọn: K HV = 1,17m / s và K FV = 1,335m / s
14. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

10

v max = 3m / s


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

σH=

Z M .Z H .Z ε 2T 2.K H β K HV (u + 1)
d ω1
ub w

190.2,5.0,96 2.29711,111.1,02.1,17.(3 + 1)
= 337,31MPa
60
48.3
σ H = 337,31MPa < [ σ H min ] = 430, 4MPa
=

Do đó điều kiên bền tiếp xúc được thỏa.
14. Hệ số dạng răng Y F :

13,2

= 3,91
30
- Đối với bánh dẫn:
13,2
= 3,617
Y F 2 = 3,47 +
90
- Đối với bánh bị dẫn:

Y F 1 = 3,47 +

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):

[ σ ] = 257 = 65,73
F1

-

3,91

Bánh dẫn: Y F 1

[ σ ] = 234,5 = 64,83
F2

3,617
Bánh bị dẫn: Y F 2
Độ bền uốn của bánh bị dẫn thấp hơn bánh dẫn.
15. Ứng suất uốn tính toán theo công thức:
-

σ F2 =

2T 2Y F 2 K F β K FV = 2.29711,111.3,617.1,35.1,335 = 44,83MPa < 234,5MPa
3.60.48
md 1b w

Do đó, độ bền uốn được thỏa mãn.
• BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG:
1. Chọn vật liệu làm bánh răng thẳng:
Chọn thép C45 được tôi cải thiện theo bảng 6.13 trang 249 sách “CƠ SỞ THIẾT KẾ CHI
TIẾT MÁY” đối với bánh dẫn, ta chọn độ rắn trung bình HB 1 = 250, đối với bánh bị dẫn ta
chọn độ cứng trung bình HB 2 = 228. Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt.
2. Số chu kì làm việc cơ sở:
7
2,4
2,4
N HO1 = 30 HB1 = 30.250 = 1,71.10 chu kì
7
2,4
2,4
N HO 2 = 30 HB 2 = 30.228 = 1,37.10 chu kì
6
N FO1 = N FO 2 = 5.10 chu kì

3. Số chu kì làm việc với chế độ tải trọng và số vòng quay không đổi, xác định theo sơ

đồ tải trọng:
Đối với bánh dẫn: chế độ tải trọng : I- nặng =>

K HE = 0,5 , K FE = 0,3

N ∑1 = 60cnL h = 60.1.2880.1000 = 17,28.10
N HE1 = N ∑1.K HE = 17,28.10 .0,5 = 8,64.10
7

11

7

chu kì

7

chu kì


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

N FE1 = N ∑1.K FE = 17,28.10 .0,3 = 5,184.10
7

7

chu kì

Đối với bánh bị dẫn:
7

7

N HE1 = 8,64.10 =
2,16.10
N HE 2 =

u

4

chu kì

7

N FE 2 =

7
N FE1 = 5,184.10 =
1,296.10

u

4

chu kì

N HE1 > N HO1; N HE 2 > N HO 2; N FE1 > N FO1; N FE 2 > N FO 2
Cho nên: K HL1 = K HL 2 = K FL1 = K FL 2 = 1
Vì:

4. Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của bánh răng:

σ 0 H lim = 2 HB + 70
=> σ 0 H lim1 = 2.250 + 70 = 570 MPa
=> σ 0 H lim 2 = 2.228 + 70 = 526 MPa
σ 0 F lim = 1,8 HB
=> σ 0 F lim1 = 1,8.250 = 450 MPa

σ 0 F lim 2 = 1,8.228 = 410,4 MPa
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ ] = σ

0 H lim

H

σ 0 H lim.0,9
Z R Z V K L K XH .
K HL =
K HL
sH
sH

Khi tôi cải thiện sH = 1,1. Do đó:

570.0,9
= 466,4 MPa
1,1
526.0,9
=
= 430,4 MPa

1,1

[σ ] =
H1

[σ ]
H2

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

[σ ] =
H

(

)

0,5 σ 2H 1 + σ 2H 2  = 448,76 MPa

6. Ứng suất uốn cho phép:

[σ ] = σ
F

0 F lim

sF

K FL

Chọn sF = 1,75, ta có:

450
.1 = 257 MPa
1,75
410, 4
=
.1 = 234,5MPa
1,75

[σ ] =
F1

[σ ]
F2

12


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

7. Tra bảng 6.15 , do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên

ψ ba = 0,4 theo tiêu chuẩn. Khi đó:
ψ (u + 1)
= 0,7
ψ bd = ba
2

ψ ba = 0,3 ÷ 0,5 , chọn

= 1,02; K F β = 1,35
Theo bảng 6.4 (HB<350), ta nội suy tuyến tính được: K H β
8. Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng:

a w = 43.(u + 1). 3
= 43.(4 + 1). 3

T 1K H β
2
ψ ba[ σ H ] u

7736,163.1,02.
= 64,2mm
2
0,4.4.430,4

= 0, 45(466,4 + 430, 4) = 403,6 MPa < [ σ H min ] = 430,4 MPa
Trong đó: [ σ H ]
Nên ta chọn [ σ H ]
Ta chọn aw = 80mm
9. Mô đun răng :

= 430,4 MPa

m = ( 0,01 ÷ 0,02 ) a w = 0,8 ÷ 1,6mm

Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 1,5mm.

o

o
20 ≥ β ≥ 8
o
o
2a w cos8 ≥ ≥ 2a w cos 20
z1

10. Từ điều kiện

Suy ra: m(u ± 1)

m(u ± 1)

o

2.80.cos8 ≥ ≥ 2.80.cos 20
z1

o

1,5(4 + 1)
1,5(4 + 1)
21,13 ≥ z 1 ≥ 20,04

Ta chọn z1 = 21 răng => z2 = 21.4 = 84 răng

β = arccos

m( z 1 + z 2 )

= arccos

1,5.(21 + 84)
o
= 10,14
2.80

2a w
Góc nghiêng răng:
11. Các thông số hình học chủ yếu của bánh răng:
Đường kín vòng chia:

mz 1 = 1,5.21 = 32mm
0
cos β cos10,14
mz 2 = 1,5.84 = 128mm
d2 =
0
cos β cos10,14
d1 =

Đường kính vòng đỉnh:

d a1 = d 1 + 2m = 32 + 3 = 35mm
d a 2 = d 2 + 2m = 128 + 3 = 131mm

13


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

aw =
Khoảng cách trục:
Chiều rộng vành răng:
-

m ( z 1 + z 2 ) 1,5(21 + 84)
=
= 80mm
o
2cos( β )
2cos(10,14 )

b 2 = ψ ba.a w = 0,4.80 = 32mm
Bánh dẫn: b1 = b 2 + 5 = 32 + 5 = 37mm
Bánh bị dẫn:

12. Vận tốc vòng quay bánh răng:

v = π d 1n 1 =
60000

π .32.2880
= 4,825m / s
60000

Theo bảng 6.3 trang 230 sách “ CƠ SỞ CHI TIẾT MÁY” ta tra được :
=>Cấp chính xác bánh răng là 9
13. Hệ số tải trọng tra theo bảng 6.5:
Ta chọn: K HV = 1,106m / s và K FV = 1, 212m / s

14. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

σH=

Z M .Z H .Z ε 2T 1.K H β K HV (u + 1)
d ω1
ub w

190.2,5.0,96 2.7736,163.1,02.1,106.(4 + 1)
= 372.092MPa
32
32.4
σ H = 372,092 MPa < [ σ H min ] = 430,4MPa
=

Do đó điều kiên bền tiếp xúc được thỏa.
15. Hệ số dạng răng Y F :
Số bánh răng tương đương:

32
d1 =
2
2 = 22,02
m cos β 1,5cos10,14
128
d2 =
z v2 =
2
2 = 88,06
m cos β 1,5cos10,14

z v1 =

- Đối với bánh dẫn:

Y F 1 = 3, 47 +

13,2

z v1

Y F 2 = 3, 47 +

= 4,07

13,2

z v2

= 3,62

- Đối với bánh bị dẫn:
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):

[σ ] =
F1

-

Bánh dẫn: Y F 1

257
= 63,14
4,07

[ σ ] = 234,5 = 64,78
F2

3,62
Bánh bị dẫn: Y F 2
Độ bền uốn của bánh dẫn thấp hơn bánh bị dẫn.
15. Ứng suất uốn tính toán theo công thức:
-

14

v max = 6m / s


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

2T 1Y F 1Y ε Y β K F
md 1b w1
3
= 1,12
Trong đó: 2 K FV K FαY ε Y β

σ F1 =

K FV K FαY ε Y β = 0,702



σF=


2.7736,163.0,702
= 7,076 MPa
1,5.32.32

σ F < [σ F]



Do đó, độ bền uốn được thỏa mãn.
Thông số hình học

Răng trụ
nghiêng
7736,163
4
2880
80
1,5
21
84
10,14
32
128
35

131
37
32
4,825

Moment xoắn Nmm
Tỉ số truyền
Số vòng quay, v/p
Khoảng cách trục, mm
Modun m, mm
Số răng
z1
Z2
Góc nghiêng răng, độ
Đường kính vòng chia, mm dw1
dw2
Đường kính vòng đỉnh, mm da1
da2
Chiều rộng vành răng, mm b1
b2
Vận tốc vòng, m/s

Răng trụ thẳng

Bộ truyền xích

29711,111
3
720
120

2
30
90

85990,812
3,37
234
630

60
180
64
184
53
48
2,26

116,22
394,15
127,33
406,06

III.TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRỤC VÀ Ổ LĂN0 I,II,III:
1. TRỤC I và ổ bi I:
• TRỤC I:

[ σ ] = 70MPa

a. Chọn vật liệu làm trục là thép C45:
và

b. Lực và môment tác dụng lên cập bánh răng (1) và (2):

2T 1 = 2.7736,163 = 483,51N
32
d1
o
o
483,51tan 20
F
t 1tan 20
=
= 178,78 N
F r1 = F r 2 =
o
cos( β )
cos10,14
o
F a1 = F a 2 = tan β F t1 = 483,51tan10,14 = 86, 47 N
32
d1
M 1 = F a1 = 86,47 = 1383,52 N .mm
F t1 = F t 2 =

2

2

15

[ τ ] = 35MPa

1,424


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

M 2 = F a2

d 2 = 86,47 128 = 5534,08 N .mm
2

2

Chọn khớp nối trục đàn hồi với T = 7815,747Mmm ta chọn khớp nối theo phụ lục 11.6 :
d = 14 mm, Do=55mm dm=25mm.
Lực khớp nối tác dụng lên trục: Fr =
c. Tìm phản lực tại ổ đỡ:
- Phương trình cân bằng moment đối với điểm A:

∑ M Ax = M 1 + 170 R Cy − 50 F r1 = 0
⇔ 1383,52 +170 R Cy − 178,78.50 = 0
⇔ R Cy = 44,44 N
∑ M Ay = 170 R Cx − 50 F t 1 − 35F r = 0
⇔ R Cx = 159,76 N

-

Phương trình cân bằng moment đối với điểm C:

∑ M Cx = M 1 + 120 F r1 − 170 R Ay = 0

⇔ 1382 +120.178,78 − 170 R Ay = 0

⇔ R Ay = 134,33 N
∑ M Cy = 170 R Ax − 205F r + 120 F t1 = 0
⇔ R Ax = 125,7 N
d. Vị trí có moment tương đương lớn nhất: theo thuyết bền 4

M td = M Bx + M By + 0,75T B
B

2

2

2

= 6716,5 + 19171,2 + 0,75.7736,163
2

2

= 21390 Nmm

dB =

B

3

21390

M td
=3
= 14,51mm
0,1.[ σ F ]
0,1.70

d Btt = 1,05d = 1,05.14,51 = 15, 24mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn: d B = 16mm

M td = M Ax + M Ay + 0,75T A
= 0Nmm
A

2

2

2

A

M td
dA= 3
0,1.[ σ F ] = 7,53mm
M td = M Cx + M Cy + 0,75T C
= 6700Nmm
C

dC =

2

2

2

C

3

M td
0,1.[ σ F ] = 9,85mm
16

2


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

d min = 10 3

16T
16.7736,163
3
=
= 10,4mm
π [τ ]
π .35
35mm

50mm

120mm

C

B

A
Fr

z

x

Ft1

y

Fa1
Fr1
RAy

D

M1

RCy

T

A

C

B

z
y

Fr1
6716,5Nmm
5332,8Nmm

Mx

RAx
D

Ft1
C

A
B

RCx

Fr
My
2984,1Nmm

T

19171,2Nmm

7736,163Nmm

Vậy ta thiết kế trục 1 với :

d A = d D = d C = 15mm
d B = 17mm

Và các đường kính còn lại được thiết kế như sao:
17

z
x


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Chọn then cho trục I :

d B = 17mm => Ta chọn then bằng với b*h*l = 5mm*5mm*20mm
d D = 15mm => Ta chọn then bằng với b*h*l = 5mm*5mm*20mm
e. Kiểm định trục theo hệ số an toàn:

s=

s σ sτ ≥ s

[ ]
2
2
s σ + sτ

Công thức:
Trong đó:
s là hệ số an toàn tính toán
[s] là hệ số an toàn cho phép. Lấy [s] = 1,5
18


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

sσ , sτ

là hệ số an toàn cho phép chỉ xát cho ứng suất uốn và xoắn

Xác định ứng suất

σ −1

sσ =

sσ , sτ

theo công thức:

k σσ a +ψ
σσ m

βε σ
τ −1
sτ =
k ττ a + ψ
ττ m
βε τ
Trong đó:

σ −1 = (0,4 ÷ 0,5)σ b = 0, 4.700 = 280 MPa
τ −1 = (0,22 ÷ 0,25)σ b = 0,22.700 = 154 MPa

Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:
+ Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng.

σ a = σ max =

M
;σ m = 0
W
với W là moment cản uốn.

+ Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay 1 chiều:

τ a =τ m =

τ max = T
2
2W o với Wo là moment cản xoắn.

Ta tra bảng moment cản uốn và moment xoắn đối với trục 2 then:

2
π d 3 bt (d − t )2 π 17 3 5.3.(17 −3)
3
Wo =
−
=
−
= 791,72mm
16
17
16
d
Tại mặt cắt B:

π d 3 bt (d − t ) 2 π 17 3 5.3.(17 −3) 2
3
W=
−
=
−
= 309,39mm
32
d
32
17
2
3
2
3
πd

bt (d − t )
5.3.(15−3)
3
π
15
Wo =
−
=
−
= 518,68mm
16
d
16
15
Tại mặt cắt D:
2
π d 3 bt (d − t ) 2 π 153 5.3.(15−3)
3
W=
−
=
−
= 187,34mm
32
d
32
15
3
3
π d = π .15 = 662,68mm 3

Wo =
16
16
Tại mặt cắt A và C:
3
3
π d = π .15 = 331,34mm 3
=
W
32
32
Giá trị ứng suất:
Tại B:

6716,5 + 19171,2
M Bx + M By
=
= 65,66 MPa
σa=
309,39
WB
2

τa=

T

2W oB

2

=

2

2

7736,163
= 4,89 MPa
2.791,72
19


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Hệ số ψ σ và ψ τ , ta tra theo bảng 10.4 tài liệu (*) với thép cacbon trung bình:

ψ σ = 0,1
ψ τ = 0,05

Hệ số kích thước tra bảng 10.4 tài liệu (*) với thép cacbon có đường kính d = 14 – 16

ε σ =1
mm, vì đường kính nhỏ nên ta cho: ε τ = 1

Hệ số tăng bề mặt với kiểu tôi bề mặt tần số cao β = 1,6
Hệ số K σ và K τ ảnh hưởng đến sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi:
Tra bảng 10.9 tài liệu (*) ta được: K σ = 1,9 và K τ = 1,7

280

s σ = 65,66.1,9
1.1,6



+ 0,1.0

= 3,59

154

sτ = 4,89.1,7
1.1,6



s=

f.

= 28,3

+ 0,05.4,89

28,3.3,59

28,3 + 3,59
2

2

= 3,56

Độ bền tĩnh:
Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột
ngột , ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh:
2
2
Công thức thực nghiệm có dạng : σ td = σ + 3τ ≤ [σ ]
Trong đó:

σ=

M
= σ o;
W

τ=

T
= 2τ a ;
Wo

Tương tự tại các mặt còn lại:
Tiết
Wo
σa
W
diện

A
331,34 662,68 9
B
309,39 791,72 65,66
C
331,34 662,68 0
D
187,34 518,68 0

[σ ] ≈ 0,8σ ch = 0,8.340 = 272( MPa)

τa

σ td

εσ

ετ

sσ

sτ

s

0
4,89
5,84
0

9
66,2
10,11
0

1
1
1
1

1
1
1
1

26,2
3,59
-

28,3
23,7
-

3,56
-

Ta không cần kiểm nghiệm theo độ cứng.
Trục không chịu tải trọng quá tải đột ngột.
• Ổ LĂN TRỤC I:
20

BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

v
n1 = 2880( )
p
Số vòng quay
1.Tải trọng tác dụng lên các ổ:
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

R

FAR =

2
Ax

2
+ RAy
= 125, 7 2 + 134,332 = 183,97( N )

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:
F =

2
2
RCx
+ RDy
= 159,762 + 44, 44 2 = 165,8( N )

R
C

Lực dọc trục

Fa1 = 86,47( N )

Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ siêu nhẹ-vừa:
Kí hiệu ổ

d(mm)

36202
15
o
Góc tiếp xúc α = 12

D(mm)

B(mm)

C(kN)

Co (kN)

35

11

6,38

3,9

2.Chọn số e:

Fa 86,47
=
= 0,022
C
3900
Ta có tỷ số o
=> theo bảng 11.3
=> ta chọn

e = 0,34

3.Chọn hệ số X,Y:
-Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.
-Lực dọc trục tác động vào ổ A,C do lực hướng tâm

S A = e.FAR = 0,34.183,97 = 62,55( N )

-Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ

21

FR

gây ra:

SC = e.FCR = 0,34.165,8 = 56,37( N )


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

FRa

FRc
Fa1
SA

SC

:

Fa 2 = S A − Fa1 = 23,92 N

Fa = S C + Fa1 = 142,84 N

Fa1
142,84
=
= 0,77
R
V
.
F
183,97
A

- Ta có :
> e nên ta chọn X=0,45 ; Y=1,62

S

C
R
C

V .F

=

56,37
= 0,34
165,8
= e nên ta chọn X=1 ; Y=0

4.Tải trọng quy ước :
-Tại

QA = ( XVFr + YFa ) Kt Kσ = (1.0,45.183,97 + 1,62.142,84).1.1,2 = 377,02( N )
-Tại C:

A:

QC = ( XVFr + YFa ) Kt Kσ = (1.1.165,8 + 0).1.1,2 = 198,96( N )

-Với:

Kt = 1

: - Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ.

Kσ = 1,2

: -Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Trang 11.3 đặc tính tải trọng là hộp giảm

tốc
5.Thời gian làm việc :
60 Lh n1 60.8000.2880
L=
=
= 1382,4
106
106
( triệu vòng )
6.Khả năng tải động tính toán:

Ct = QA m L = 377,02. 3 1382,4 = 4,2 (kN) => Ct < C = 6,38(kN )
=> Nên ổ đảm bảo khả năng tải động.

7.Tuổi thọ ổ:
106 C m
106
6380 3
Lh =
( ) =
(
) = 28043,04

60n Q
60.2880 377,02
(giờ )
8.Kiểm tra tải tĩnh :
22


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Qo = X o Fr + Yo Fa = 0,6.183,97 + 0,5.86, 47 = 153,62( N )

Qo = Fr = 183,97(N)
=> Qo max = 183,97( N )

o
Với ổ đỡ - chặn α = 12 ta chọn X o = 0,6 ; Yo = 0,5 .( bảng 11,6 tài liệu *)

Như vậy Qo < Co = 3900( N ) nên ổ bảo đảm điều kiện bền tĩnh.
2.TRỤC II VÀ Ổ BI II:
* TRỤC II:

[ σ ] = 70MPa

a. Chọn vật liệu làm trục là thép C45:
và
b. Lực và môment tác dụng lên cập bánh răng (3) và (4):

[ τ ] = 35MPa

2T 2 = 2.29711,111 = 990,37 N

60
d3
o
o
F r 3 = F r 4 = F t 3 tan 20 = 990,37 tan 20 = 360,47 N
128
d2
= 5534,08 N .mm
M 2 = F a 2 = 86,47
F t3 = F t 4 =

2

2

c. Tìm phản lực tại ổ đỡ:
- Phương trình cân bằng moment đối với điểm E:

∑ M Ex = M 2 + 170 R Hy + 50 F r 2 − 100 F r 3 = 0
⇔ 5534,08+170 R Hy − 100.360,47 + 178,78.50 = 0
⇔ R Hy = 126,91N
∑ M Ey = 170 R Hx − 50 F t 2 − 100 F t 3 = 0
⇔ R Hx = 724,78 N

-

Phương trình cân bằng moment đối với điểm H:

∑ M Hx = M 2 + 70 F r 3 − 120 F r 2 + 170 R Ey = 0
⇔ 5534,08+ 70.360,47 + 170 R Ey − 120.178,78 = 0

⇔ R Ey = 54,78 N
∑ M Hy = 170 R Ex − 120 F t 2 − 70 F t 3 = 0
⇔ R Ex = 489,73 N

d. Vị trí có moment tương đương lớn nhất: theo thuyết bền 4

M td = M Gx + M Gy + 0,75T G
G

2

2

2

= 8883,7 + 50734,6 + 0,75.29711,111
2

2

2

= 57575,88 Nmm
G

57575,88
M td
=3
= 20,19mm
dG = 3

0,1.[ σ F ]
0,1.70
23


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

d Gtt = 1,05d = 1,05.20,19 = 21, 2mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn: d G = 25mm

M td = M Ex + M Ey + 0,75T E
= 0Nmm
E

2

2

2

A

M td
dA= 3
0,1.[ σ F ]
=0 mm,
2
C
2
2

M td = M Cx + M Cy + 0,75T C
= 0Nmm
C

M td
dC = 3
0,1.[ σ F ]
0mm
d min = 10 3

16T
16.29711,111
3
=
= 16,29mm
π [τ ]
π .35

Vậy ta thiết kế trục 1 với :

d G = d F = 25mm
d E = d H = 20mm

Các kích thước còn lại được thiết kế như sau:

Chọn then cho trục II: dựa vào bảng ở trục I ta có:

d F = 25mm => Ta chọn then bằng với b*h*l = 6mm*6mm*22mm
d G = 25mm => Ta chọn then bằng với b*h*l = 6mm*6mm*22mm

24


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

50mm

50mm

70mm

Fr2
Fa2
Ft2
F

E

H

G

z

x
y
Ft3
Fr3

REy

Fr2

RHy
z

M

2

y

Fr3
8883,7Nmm

2739Nmm

Mx
2795,08Nmm

REx

RHx

z
x

Ft2

Ft3

50734,6Nmm

24486,5Nmm

My
27911,111Nmm

T
25