Thuyết minh đồ án môn Chi tiết máy Thiết kế trạm dẫn động xích tải

thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy

Trường đại học giao thông vận tải hà nội
Khoa cơ khí
Bộ môn thiết kế máy
============== *** ==============

thuyết minh đồ án môn học
chi tiết máy

Sinh viên
Lớp
Giáo viên hướng dẫn

:
:
:

Thiết kế môn học chi tiết máy
1

51


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy

Thiết kế trạm dẫn động xích tải

Đ

Lời nói đầu

ối với nhiều nghành trong các trờng đại học kỹ thuật ,sau khi
học xong phần lý thuyết về Chi tiết máy, học sinh buớc sang giai
đoạn thiết kế đồ án môn học.Vì là lần đầu tiên bắt tay vào một
công việc mới mẻ, vận dụng lí thuyết để giải quyết những vấn đề
có liên hệ mật thiết với thực tế sản xuất ,thiết kế ra những chi tiết và bộ phận
máy có hình dạng kích thớc cụ thể ,phải thoả mãn trong một chửng mực nhất
định các yêu cầu chủ yếu về kinh tế.
Thiết kế máy là một quá trình sáng tạo để thoả mãn một nhiệm vụ
thiết kế nào đó có thể đề ra nhiều phong án khác nhau .Người thiết kế vận
dụng những hiểu biết lý thuyết và những kinh nghiệm thực tế để chọn một
phong án thiết kế hợp lí nhất .Muốn làm được điều đó người thiết kế cần
phải đề cập và giải quyết hàng loạt yêu cầu khác nhau về công nghệ ,về sử
dụng có thể là trái ngựoc nhau.Vì vậy nên tiến hành tính toán kinh tế theo
những phương án cấu tạo đã đề ra ,cân nhắc lợi hại rồi chọn một phương án
tốt nhất.
Thông thường thì thiết kế máy cần giải quyết đồng thời hai yêu cầu
cơ bản:Máy được thiết kế cần giải quyết đồng thời thoả mãn những chi tiết
làm việc chủ yếu như sức bền ,độ bền mòn ,độ cứng,giá thành của máy rẻ
nhất .
Ngoài những yêu cầu về khả năng làm việc chủ yếu ,các tiết máy
(hoặc máy) được thiết kế cần phải thoả mãn những điều kỹ thuật cơ bản sau:
Cơ sở hợp lí để chọn kết cấu chi tiết và bộ phận máy ,những yêu cầu
về công nghiệp tháo lắp ,hình dạng cấu tạo của chi tiết phù hợp với phơng

pháp chế tạo gia công cơ và sản lượng chi trớc ,tiết kiệm nguyên vật liệu
.dùng rộng rãi các chi tiết ,bộ phận máy đã tiêu chuẩn hoá .
Ngoài những điều trình bày ở trên khi thiết kế cần lưu ý đến vấn đề an
toàn lao động và hình thức sản phẩm .
Trong phần thiết kế nay có sử dụng tài liệu :
trương tất đích chi tiết máy t1,2 NXB Giao thông vận tải 2002
trịnh chất –lê văn uyển tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí t1,2 NXB
Giáo dục 2003

2

51


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy

phần I : chọn động cơ điện
1/ Các thông số cho trước :
Lực kéo trên xích tải
P = 1000 (KG)
Vân tốc xích tải(m/s):
V= 0.2 (m/s)
Bước xích tải (mm) :
t=125 (mm)
Số răng đĩa xích tải
z=8
Tỉ số M1/M

M1/M=0,5
Thời gian phục vụ (năm):
5
Sai số vận tốc cho phép(%):
5%
Chiều cao tâm đĩa xích H : 600
2/ Xác định công xuất động cơ :
pt


Công xuất cần thiết trên trục động cơ: p ct =
Trong đó :
 Công suất tính toán :Pt = Ptđ
( công suất làm việc trên tải )
hệ thống dẫn động xích tải (biết trước lực kéo và vận tốc xích tải ).
F.v
1000

1000.9,81.0.2
1000

Công suất làm việc được tính : Plv =
=
Trong đó ;
F: lực kéo trên xích tải
V: vận tốc xích tải
Chú ý :
******************
Do tải trọng thay đổi (Tải trọng va đập trung bình) :
pi

p1

( p )2.t
t

= 1,96 kW

i

1

i

Ptđ =
=
********************
Hiệu suất truyền động :  = k.4ol.2bk
Ta chọn
k = 1 : hiệu suất khớp nối đàn hồi
ol = 0,99: hiệu suất 1 cặp ổ lăn
bk = 0,97: hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc,và 1
cặp bánh răng ngoài hộp giảm tốc

 = 1 . 0,994 . 0,972 =0.9038
3

51

Bộ môn thiết kế máy
máy
 Công suất cần thiết của trục động cơ :
Pt


thiết kế môn học chi tiết

1, 96
0.9038

pct =
=
= 2,71 ( kW)
3/ Xác định số vòng quay đồng bộ
Số vòng quay của trục máy công tác đĩa xích tải

nlv = 60000.

v
z.t

trong đó :
v: vận tốc xích tải (m/s)
z: số răng đĩa xích tải
t: bước xích của xích tải (mm)


nlv = 60000.

0.2
8.125

= 12
* Tỉ số truyền toàn bộ it của hệ thồng dẫn động : it = ih . in
Trong đó:
 ih = 14: tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp
(tra theo bảng 2.4 tt hệ dẫn động cơ khí)
 in = 5 :tỉ số truyền của bộ bánh răng tru ngoài
 it = 14. 5 = 70
_Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ là :nsb = nlv. it = 12 .70 = 840 (vg/ ph)
_Theo bảng phụ lục P (1.3) và với pct =2,71 (KW) , nđb = 840 (vg/ ph)
Ta chọn kiểu động cơ : 4a71A6Y3
Các thông số của động cơ như sau :
*Công suất động cơ : Pđc = 3 (kW).
*Vận tốc quay

: nđc = 920 (vg/ph).

TK
Tdn

= 2,2
Ta thấy rằng sai số vận tốc không đến 5%
_Kiểm tra :
pđc = 0.37 (KW)



pct = 0.2714 (KW)

nđc =920 nsb = 1000,02 (v/ph)


Tk
 Tdn

Tmm
T

=
4

=2
51


thiết kế môn học chi tiết
Bộ môn thiết kế máy
máy
*Kết luận : động cơ 4A71A6Y3 phù hợp với yêu cầu thiết kế.
4/ Phân phối tỉ số truyền.
ndc
nLV

840
12

=
= 70
_Tỉ số truyền chung là : it=

Hay là it = ih . ix
Trong đó :
* ix là tỉ số truyền của bộ truyền xích , chọn ix = 5
* ih tỉ số truyền của hộp giảm tốc , ih = i1 .i2 = 14
Với : i1 là tỉ số truyền cấp nhanh
i2 là tỉ số truyền cấp chậm
_Ta phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc đảm bảo các nguyên tắc sau:
+ bảo đảm điều kiện bôi trơn tốt
+ bảo đảm khuôn khổ và trọng lượng hộp giảm tốc là nhỏ nhất
+ mô men quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn
nhúng trong
dầu là nhỏ nhất.
_Tra bảng 3.1 tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ta phân phối tỉ số
truyền như sau:
i1 = 4,79
; i 2 = 2,92
Tính lại giá trị ix theo i1 , i2 trong hộp giảm tốc
it
ih

70
4,79.2,92

ix = =
=5
*Kết luận : ih = 14 , i1 = 4,79 , i2 = 2,92 , i x = 5
5/ Xác định công suất , mô men và số vòng quay trên các trục
_Xác định công suất trên các trục :
Trên trục I :N 1= pct . k . ol =0,2714 . 1 . 0,99 = 0,2687(KW)
Trên trục II : N2 =N1 . br . ol =0.2687 . 0,97. 0,99 = 0,258 (KW)

Trên trục III :N3 = N2 . br . ol = 0,258 . 0,97. 0,99 = 0,2478 (KW)
Trên trục IV: N4 = N3. br . ol = 0,2478.0,97.0,99 = 0,238 (KW)
_Xác định số vòng quay trên các trục :
Trên trục I : n1 = nđc = 920 (vg/ ph)
n1
i1

Trên trục II : n2=

920
4,79

= 192,067 (vg/ph)

=
n2
i2

Trên trục III: n3 =
5

192,067
2.92

= 65,7764 (vg/ph)

=
51

thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
4

n3
ix

65,7764
5

= 13.1553 (vg/ph)

=
Trên trục IV; n =
_Xác định mômen xoắn trên các trục
N1
n1

Trên trục I : M1 = 9,55. 106 .
Trên trục II: M2 =9,55. 106 .

N2
n2

Trên trục III: M3=9,55. 106 .
6

4

N3
n3

= 9,55.106 .
= 9,55.106

6

= 2789,223 ( Nmm)

0,258
192,067

= 9,55.106 .

N4
n4

0,2687
920

= 12828,336 ( Nmm)
0,2478
65,7764

= 35977,798( Nmm)

0,238
13,1553

Trên trục IV: M = 9,55.10 . = 9,55.10 .
Momen xoắn của động cơ :

= 172774,471(Nmm)

0,37
920

Ndc
ndc

= 9,55. 106
Mđc = 9,55. 106 .
*Ta lập được bảng kết quả sau:

=3840,761(Nmm)

Động
Trục1
Trục2
Trục 3
Trục 4
Công suất (KW)
0,37
0,2687
0,258
0,2478
0,238
Vận tốc quay (vg/ph)

920
920
192,067
65,7764
13,1553
Momen xoắn (Nmm) 3840,76 2789,23 12828,33 35977,79 172774,47
Tỉ số truyền
1
4,79
2,29
5
*******************************************************
Vận tốc vòng quay trên trục xích là :
4

x

vx = n /i =13,1553/5 =2,631 (vg/ph)
Vận tốc mới tính được là :
2,631.z.t
60000

vm =
6

2,631.7.150
60000

=0.046 (m/s)

=
51


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
0,8012 - 0,8
0,8012

Sai số vận tốc là : =


= 0,15% < 5%

đạt yêu cầu

phần ii: tính toán thiết kế chi tiết máy

A.TíNH TOáN Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP giảm TốC

I ) Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng
cấp nhanh ( bánh răng nghiêng )

1. Chọn vật liệu
Do giả thiết tải trọng tác dụng lên bộ truyền là trung bình nên ta chọn vật
liệu 2 cấp bánh răng là như nhau.
Để đảm bảo sức bền bề mặt, tránh tróc rỗ, mòn dính; sức bền uốn để tránh
gãy đồng thời dễ cắt răng; đảm bảo độ chính xác và độ nhẵn cần thiết .Vậy

nên vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh răng
Là thép nhiệt luyện.
_Vì tải trọng trung bình nên chọn vật liệu có HB < 350
Theo bảng 6.1 ( tkhdđ ck ) ta chọn các số liệu như sau :
Vật liệu
Nhiệt luyện
Giới hạn bền Giới hạn chảy độ cứng HB
650
265
Bánh chủ động Thép 45
Tôi cải thiện 850
450
230
Bánh bị động
Thép 45
Tôi cải thiện
750
2 . Xác định ứng suất cho phép

 0H lim
sH

_ứng suất cho phép :[ H ] =
. Z R . zV k XH .K HL (*)
Trong đó : chọn sơ bộ Z R . zV k XH =1
sH hệ số an toàn , tra bảng (6.2) lấy sH = 1,1
_Ta đã có độ rắn bánh nhỏ là :
độ rắn của bánh chủ động HB1 = 265
độ rắn của bánh bị động HB 2 = 230
_Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở của các bánh là

0Hlim 1 = 2 . HB1 + 70 = 2. 265 + 70 = 600 (Mpa)
0Hlim 2 = 2 . HB2 + 70 = 2. 230 + 70 = 477 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ
7

51


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
mH

𝑁𝐻𝑂 / 𝑁𝐻𝐸

KHL=
Với mH=6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
_Tính NHO = 30.Hb2,4
Với NHO là số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc
Suy ra : N HO1 = 30 HB2,4 = 30 .265 2,4 = 1,963 . 10 7
N HO2 = 30 HB2,4 = 30 .230 2,4 = 1,397 . 10 7
Mi
M max

)3 . ni . ti
Và N HE = 60 . c .  (
Trong đó : Mi , ti , ni lần lượt là mômen xoắn ,tổng số giờ làm việc ,
số vòng quay ở chế độ i
C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Tổng số giờ làm việc : =200 . 3.8.5= 24000 (giờ)
bánh 1 : n1=1420(v/ph)
1 3
1.4

NHE 1 = 60 . 1 .1420 .24000 (
Bánh 2 : n2= n1/i1=331,78 (v/ph)

1 3
1.4

.4+
1 3
1.4

.4) = 2,89 . 109

1 3
1.4

NHE 2 = 60 . 1 .331,78 .24000 (
.4+
.4) = 13,93 . 108
Do bắt đầu từ NHO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song
songvới trục hoành nên
NHE1= 2,89.109 > NHO1= 1,256.107 => NHE1= NHO1 => KHL1=1
NHE2= 13,39 . 108 > NHO2= 0,883.107 => NHE2= NHO2 => KHL2=1
Từ (*) ta có :
[ H1 ] = 600 .

1
1,1

= 545,45 (Mpa)

1
1,1

[ H2 ] = 530.
= 481,82 (Mpa)
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghêng nên ta có
[ H1]  [ H 2 ]
2

= 513,635 (Mpa)
[ H]=
Thấy [ H] < 1,25 . [ H] min =1,25.481,82 =602,275 (Mpa)
8

51


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
ứng xuất uốn cho phép
 0 F lim
sF

[  F] =
. Y R . YS . k XF . KFC .K FL (**)
0
Trong đó :  Flim là ứng xuất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
0Flim = 1,8. HB
Chọn sơ bộ Y R.YS .kXF =1
F

S :hệ số an toàn về uốn tra bảng (6.2 sách TTTKHDĐCK )
F

S =1,75
_Vậy :
0Flim1 = 1,8 . 265 = 477 (Mpa)
0Flim2 = 1,8 . 230 = 414 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ
mF

NFO / NEF

KFL=
Với mF =6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
NFO :số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Đối với tất cả các loại thép ta có : N FO = 4 . 106
Mi
M max

)6 . ni . ti
Và : N FE = 60 . c .  (
Trong đó : C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

i

M :mômen xoắn ở chế độ i
i

n :số vòng quay ở chế độ i
i

t : tổng số giờ làm việc ở chế độ i
t=200.3.8.5 =24000 (giờ )
bánh 1 : n1=1420(v/ph)
1 6
1.4

N FE1 = 60 . 1 .1420 .24000 (
Bánh 2 : n2= n1/i1=331,78 (v/ph)

1 6
1.4

.4+
1 6
1.4

N FE2 = 60 . 1 . 331,78 .24000 (
9

51

9

.4)=2,17.10
1 6
1.4

.4+

.4)= 5,07. 10 8


thiết kế môn học chi tiết
Bộ môn thiết kế máy
máy
Do bắt đầu từ NFO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song
song với trục hoành nên
NFE1= 2,17.109 > NFO= 4.106 => NFE1= NFO => KFL1=1
NFE2= 5,07.108 > NFO= 4.106 => NFE2= NFO => KFL2=1
_Xét bộ truyền quay theo một chiều do đó KFC =1
Từ (**) ta có :
[ F1 ] = 477 .

1.1
1,75

= 272,57 (Mpa)
1.1
1,75

[ F2 ] = 414 .
= 236,5 (Mpa)

ứng xuất quá tải cho phép
ứng xuất tiếp xúc khi quá tải
[ H ] max = 2,8 . ch1 = 2,8 . 450 = 1260 (Mpa)
ứng xuất uốn khi quá tải
[ F1 ] max = 0,8 . ch1 = 0,8 . 650 = 520 (Mpa)
[ F2 ] max = 0,8 . ch2 = 0,8 . 450 = 360 (Mpa)
ứng xuất cho phép của cấp nhanh
ứng xuất tiếp xúc ứng xuất uốn cho ỉng xuất tiếp xúc
cho phép (Mpa) phép (Mpa)
quá tải (Mpa)
Bánh 1 600
Bánh 2 477

477
414

1260
1260

3/ tính sơ bộ khoảng cách trục
3
1

M1.KH
 ba. [ H]2 .i

1

aw = ka ( i +1)
Trong đó :

Ka là hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng(do bánh răng nghiêng ) ;
tra bảng 6.5(tttkhddck-t1)
chọn
Ka=43
i1 =4,28 tỉ số truyền cấp nhanh
M1 = 2789,233 (N.mm) momen xoắn trên trục bánh chủ động
[H] = 600(MPa) ứng xuất tiếp xúc cho phép
Chọn sơ bộ :  ba = 0,3 ( do vị trí bánh răng không đối xứng)
10

51

ứng xuất uốn
quá tải (Mpa)
520
360


thiết kế môn học chi tiết
Bộ môn thiết kế máy
máy
KH : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng
khi tính về tiếp xúc
Tính  bd = 0,53.  ba ( i1+ 1 ) = 0,53 . 0,3.( 4,79 + 1 ) = 0,84
Tra bảng 6.7 ( sách tttkhdđ ck ) ta chọn KH = 1,05
_Thay vào công thức trên ta có khoảng cách trục sơ bộ là :
3
1

M1.KH

 ba. [ H]2 .i

aw = ka ( i +1)
aw = 76 (mm)

1

= 76

4/ Xác định một số thông số của bộ truyền
Xác định thông số ăn khớp
Theo (6.17) mođun ăn khớp : m = (0,01 - 0,02 ) aw = (0,74-1,48)
m= 1,15-2,30
Theo bảng 6.8 ta chọn m = 2,25 ( do tải ở đây không lớn lắm )
_Chọn sơ bộ  = 12 , do đó : cos = 0,978
_Số răng bánh bé là :
2.a w .cos
m(i  1)


z1 =
= = 12,18
Lấy tròn số : z1 = 12
_Suy ra số răng bánh lớn là : z2 = i . z1 = 4,79 . 12 = 52,15
Lấy tròn số : z2 = 52
(chú ý không cần dịch chỉnh vi là bánh răng nghiêng)
m

_Vậy tỉ số truyền thực là : i = z2 / z1 = 52 / 12 = 4,333
m(z1  z2 )

2. a w

_Góc nghiêng của bánh răng là : cos =
cos = 0,973




Suy ra  = 13,34 o ( 80 200)
5/ Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
zM .zH .z
dw1

2.M1.KH .KH .KHV .(i1  1)


bw .i1

H =
 [H ]
.
Theo bảng 6.5 :Với bánh răng bằng thép ta chọn
zM = 274 MPa1/3 hệ số kể đến cơ tính của vật liệu
11

51


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
2.cos b
sin(2. tw )

Và : zH = [
]0,5 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
trong đó : b :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở


tg b = cos t. tg 


mà :

tg
cos 


t=

tw= arctg(



tg 200
0,973



t=



)

tw

= arctg(

mà


) 

= 200 (theo TCVN 1065-71)

t=

tw =20,51

0

O

tgb = cos(20,51) . tg( 13,34) =0,222 b = 12,52
Do đó : zH = [

2.cos(12,52)
sin(2.20,51)

]0,5 = 1,725

_Hệ số trùng khớp dọc :  =


bw .sin 
 .m

 4     1    
3

Ze





= 0,725 <1,1
 



hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1
z1

1
z2

với  = [ 1,88 - 3,2 (
+
) ] . cos 
 = [ 1,88 - 3,2 (1/12 + 1/52 ) ] . 0,973 = 1,51.
Vậy z = 0,814
KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH . KH .KHV

KH =

Trong đó
KHb , KHa: là hệ số phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng và cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
KHa : thuộc vận tốc vòng lăn bánh nhỏ
KHV : là hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
_Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: dw1 =

12

51

2.aw
it  1

= 28,03


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy

máy
 .dw1.n1
60000

_Vận tốc vòng : v =
= 2,084 (v/ph)
Theo bảng 6.14 (tttk hdđ ck ) ta chọn cấp chính xác 9
Với cấp chính xác 9 và vận tốc v < 5 m/s
 Lấy KH = 1,13
vH .bw .dw1
2.M 1.KH .KH

kHV = 1 +
aw
i

_Tính vH = H .go. v.
Với H : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ( tra bảng 6.15)
go :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1và 2
( tra bảng 6.16)
Tra bảng 6.15 ta lấy : H = 0,002 .Tra bảng 6.16 ta lấy g0 = 73
aw
i1

vH = H .go. v.

.= 1,265

vH .bw .dw1
2.M 1.KH .KH 

_Do đó kHV = 1 +
= 1,01
Với KH =1,05 đã trọn trước
_Thay tất cả vào trên ta tính được ứng xuất tiếp xúc :
zM .zH .z
dw1

2.M 1.KH .KH .KHV .(i1  1)


bw .i1

H =
.
H = 648,69 Mpa
_ứng xuất cho phép tiếp xúc
[H ] = [H ],. zv.zR . kXH (Trong đó : zv = 1 do v = 3,24 < 5 m/s)
_Với cấp chính xác động học là 9 , ta chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8 và
khi đó cần gia công độ nhám là Râ =2,5  1,25 m
 zR = 0,95
_Với da < 700  KXH = 1  [H ] = 513,635 . 1.0,95 . 1 = 487,953 Mpa
Ta thấy
H =648,69(MPa) > [H ] =487,953 (MPa) không thoả mãn điều kiện
tiếp xúc . do vậy chọn lại lấy aw =55 mm
6 / Kiểm nghiệm độ bền uốn

13

51

thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
2.M 1 .k F .Y .Y .YF1
bw .dw1 .m

_Ta có : F1 =
F2 =

 F1.YF 2
YF1

.  [F1 ]

.  [F2 ]


+)Trong đó : Y :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng


: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y
F1

F2

Y , Y : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
kF = kF .kF kFV : hệ số tải trọng khi tính toán về uốn
kF . :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
kF :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn
kFV :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
khi tính về uốn
Tra bảng 6.7 lấy: kF = 1,12 .Tra bảng 6.14 lấy: kF  = 1,40
* kFV : hệ số kể đến tải trọng động (kFV =1 +
Trong đó vF = F .go. v.
Tra bảng 6.15 F = 0,006
Tra bảng 6.16 go =73
Thay vào ta có :

vF .bw .dw1
2.M 1.KF .KF

aw
i1

)
76
4, 79

= 0,006 . 73 . 2,084 .

vF .bw .dw1 
2.M 1 .K F .KF

kFV =1 +
= 1,038
 kF =kF .kF kFV = 1,4.1,12.1,038 = 1,627
1
1

1,51
 =
= 0,662

+)Với = 1,51  Y =
+)Với  = 13,34 0  Y = 1 - / 140 = 1-13,34/140 = 0,9047
14

51

= 3,79


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
_Số răng tương đương là : zv1 =

z1


3
cos 

13

z2
cos3 

zv2 =
Theo bảng 6.18 ta lấy :



= 56,45 56
1

2

YF1 =3,39 ; YF2 = 3,51 ( với hệ số dich chỉnh x , x =0.3)
_Thay vào trên ta có F1 = 108,77 Mpa
 F1.YF 2
YF1

F2 =
= 112,62 Mpa
_Ta thấy : F1 = 108,77 < [F1 ] = 279 ; F2 = 112,62 < [F2 ] = 242,08
*Kêt luận : đảm bảo độ bền uốn
7/ Kiểm nghiệm về độ quá tải
M max·
M

= 2,2

_Tính hệ số quá tải : k qt =
_Tính ứng xuất tiếp xúc quá tải :
Kqt

2,2

= 304,217.
= 451,226 Mpa
Hmax = H .
_Tính ứng xuất uốn quá tải : F1max = F1. kqt = 41,996 . 2,2 = 92,39 Mpa
F2max = F2 . kqt = 43,482 . 2,2= 95,66 Mpa
Ta thấy là : Hmax = 451,226 < [Hmax ] =1260 Mpa
F1max =92,39 < [F1max ] =520 ; F2max = 95,66 < [F2max ] =360
*Kết luận : đảm bảo điều kiện quá tải
8/ Các thông số của bộ truyền
Khoảng cách trục
aw = 76 mm
Môđun pháp
m=2,25
Chiều rộng răng
bw = 22
Tỉ số truyền
i=4,79
  13,34

Góc nghiêng
Góc ăn khớp
Hệ số dịch chỉnh
Số răng bánh bé
15

atw  20,51

x1 =x2 = 0,3
z1 =12
51


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
Số răng bánh lớn

z2 = 52

Đường kính vòng chia d

m.Z1
cos 

d1 =

2,25.12
cos13,34

=



m.Z 2
cos 

Đường kính vòng lăn

dw

= 34
2,25.52
cos13,34

d2 =
=
= 118
43,56 (còn thống số phần dưới )

Đường kính đỉnh răng da

d a1  d1  2.1  x1  y .m

d a2  d 2  2.1  x 2  y .m

d f1  d1   2, 5  2x1  .m  30

= 121

d f 2  d2   2, 5  2.x2  .m  114

Đường kính đáy răng df
Đường kính cơ sở

= 37

db1  d1 .cos

db

d b 2  d 2 .cos 

= 34.cos20 =31,95
= 118.cos20 = 110,88

Hệ số dịch chỉnh
Vận tốc vòng v
Cấp chinh xác động học
Hệ số trùng khớp ngang  

1)

x1 = 0,362
x2 = 1,889
2,084
9
1,51

II - Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm
( bánh răng thẳng )
Chọn vật liệu
Do giả thiết tải trọng tác dụng lên bộ truyền là trung bình nên ta chọn vật
liệu 2 cấp bánh răng là như nhau.

Để đảm bảo sức bền bề mặt, tránh tróc rỗ, mòn dính; sức bền uốn để tránh
gãy đồng thời dễ cắt răng; đảm bảo độ chính xác và độ nhẵn cần thiết .Vậy
nên vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh răng
Là thép nhiệt luyện.
_Vì tải trọng trung bình nên chọn vật liệu có HB < 350
Theo bảng 6.1 ( tkhdđ ck ) ta chọn các số liệu như sau :
Bánh chủ động
Bánh bị động

Vật liệu
Thép 45
thép 45

Nhiệt luyện
Tôi cải thiện
Tôi cải thiện

Giới hạn bền [b ]
850
750

2 . Xác định ứng suất cho phép
16

51

Giới hạn chảy [ch]
650
450

độ cứng [ HB]
265
230


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
 0 H lim
sH

ứng xuất tiếp xúc cho phép : [ H ]
. Z R . zV k XH K HL (1)
=
Trong đó : chọn sơ bộ Z R . zV k XH =1
sH hệ số an toàn , tra bảng lấy sH = 1,1
Ta đã có độ rắn bánh nhỏ là :
độ rắn của bánh chủ động HB1 = 265
độ rắn của bánh bị động HB 2 = 230
_Vậy ứng tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở của các bánh là
0Hlim 1 = 2 . HB1+ 70 = 2. 265 + 70 = 600 (Mpa)
0Hlim 2 = 2 . HB2+ 70 = 2. 230 + 70 = 530 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ
mH

NHO / NHE

KHL=
Với mH=6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc

_Tính NHO = 30.Hb2,4 với NHO là số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc
 N HO1 = 30 HB2,4 = 30 .265 2,4 = 1,963 . 10 7
N HO2 = 30 HB2,4 = 30 .230 2,4 = 1,397 . 10 7
Mi
M max

)3 . ni . ti
_Và : N HE = 60 . c .  (
Trong đó : Mi , ti , ni lần lượt là mômen xoắn ,tổng số giờ làm việc , số
vòng quay ở chế độ i
C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tổng số giờ làm việc : = 200 . 3.8.5= 24000 (giờ )
bánh 1 : n2=184(v/ph)
1 3
1.4

1 3
1.4

1 3
1.4

1 3
1.4

NHE 1 = 60 . 1 .331,78 .24000 (
.4+
.4) = 13,93 . 108
Bánh 2 : n3= n2/i2=331,78/4,28 =77,52 (v/ph)
NHE 2 = 60 . 1 .77,52 .24000 (

.4+
.4) = 3,255 . 108
Do bắt đầu từ NHO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song
songvới trục hoành nên
NHE1= 13,93 . 108 > NHO1= 1,256.107 => NHE1= NHO1 => KHL1=1
NHE2= 3,255 . 108 > NHO2= 0,999.107 => NHE2= NHO2 => KHL2=1
_Ta chọn sơ bộ : ZR . Zv = 1 , KXH =1 . Và đã lấy SH = 1,1
17

51


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
Từ (1) ta có :

18

51


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
[ H1 ] = 600 .

1

1,1

= 545,45 (Mpa)
1
1,1

[ H2 ] = 530 . = 481,82 (Mpa)
_Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng nên ta có :
[ H]= [ H2 ] = 481,82(Mpa)
_Thấy : [ H] < 1,25 . [ H] min
 0 F lim
sF

_ứng xuất uốn cho phép : [ F] =
. Y R . YS . k XF . KFC .K FL (2)
0
Trong đó : Flim là ứng xuất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
0Flim = 1,8(HB)
Chọn sơ bộ Y R.YS .kXF =1
F

S :hệ số an toàn về uốn tra bảng (6.2 sách TTTKHDĐCK )
F

S =1,75
_Vậy :
0Flim1 = 1,8 . 265 = 477 (Mpa)
0Flim2 = 1,8 . 230 = 414 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ
mF

NFO / NEF

KFL=
Với mF =6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
NFO :số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Đối với tất cả các loại thép ta có : N FO = 4 . 106
Mi
M max

)6 . ni . ti
Và : N FE = 60 . c .  (
Trong đó : C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
i

M :mômen xoắn ở chế độ i
i

n :số vòng quay ở chế độ i
i

t : tổng số giờ làm việc ở chế độ i
t=200.3.8.5 =24000 (giờ )
bánh 1 : n2=331,78(v/ph)
19
51


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
1 6
1.4

N FE1 = 60 . 1 .331,78 .24000 (
Bánh 2 : n3= n2/i2=77,52 (v/ph)

1 6
1.4

.4+

1 6
1.4

8

.4)=5,076.10

1 6
1.4

N FE2 = 60 . 1 . 77,52 .24000 (
.4+
.4)= 1,185. 10 8
_Thấy là : NFE1 > N FO1 do đó K FL 1 = 1
NFE2 > N FO2 do đó K FL 2 = 1
_Xét bộ truyền quay theo một chiều do đó KFC =1
. Vậy

[ F1 ] = 477 .
[ F2 ] = 414 .

1.1
1,75

= 272,57 (Mpa)

1.1
1,75

= 236,57 (Mpa)

_ứng xuất quá tải cho phép
ứng xuất tiếp quá tải
[ H ] max = 2,8 . ch1 = 2,8 . 450 = 1260 (Mpa)
ứng xuất uốn quá tải
[ F1 ] max = 0,8 . ch1 = 0,8 . 650 = 520 (Mpa)
[ F2 ] max = 0,8 . ch2 = 0,8 . 450 = 360 (Mpa)
_ứng xuất cho phép của cấp chậm:
ứng xuất tiếp xúc ứng xuất uốn cho ứng xuất tiếp xúc ứng xuất uốn quá
cho phép (Mpa)
phép (Mpa)
quá tải (Mpa)
tải (Mpa)
600
477
1260
520

530
414
1260
360

Bánh 1
Bánh 2

3/ tính sơ bộ khoảng cách trục
2

3

M 2 .KH
 ba. [ H]2.i

2

aw = ka ( i +1)
Trong đó :
Ka là hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng(do bánh răng thẳng ) ;
tra bảng 6.5(tttkhddck-t1)
chọn
Ka=49,5
i2 = 2,29 tỉ số truyền cấp chậm.
M2 =12828,336 (N.mm) momen xoắn trên trục bánh chủ động
20

51

thiết kế môn học chi tiết
Bộ môn thiết kế máy
máy
[H] = 2789,233 (MPa) ứng xuất tiếp xúc cho phép
Chọn sơ bộ :  ba = 0,4 ( do vị trí bánh răng không đối xứng)
KH : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng
khi tính về tiếp xúc
Tính  bd = 0,53.  ba ( i+ 1 ) = 0,5 . 0,4 .( 2,29 + 1 ) = 1,12
Do hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp nên khoảng cách trục của bánh răng cấp
nhanh và cấp châm bằng nhau


aw = 76 (mm)
4/ Xác định một số thông số của bộ truyền
Xác định thông số ăn khớp
Theo (6.17) mođun ăn khớp : m = (0,01 - 0,02 ) aw = (1,59-3,18)
m= 1,59 -3,18
Theo bảng 6.8 ta chọn m =2,25 ( do tải ở đây không lớn lắm )
_Số răng bánh bé là :
2.a w
m(i  1)

2.76
2, 25(2, 29 1)

z1 =
= 26,77
=
Lấy tròn số : z1 = 27

_Suy ra số răng bánh lớn là : z2 = i . z1 = 2,29*27 = 114,57
Lấy tròn số : z2 = 115
Do đó aw = m(Z1+Z2)/2=2,25.(27+115)/2=76,75 mm
Lấy aw=76 mm, nên không cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục
Góc ăn khớp cos







tw

tw



= Zt .m.cos /2. a với

=200

tw

=> cos

= 142.2,25.cos20/2.76 =0,944 =>
m

_Vậy tỉ số truyền thực là : i = z2 / z1 = 77 / 24 = 3,208

bw .sin 
 .m

0, 4.76.sin(0)
3,14.2, 25

_Hệ số trùng khớp dọc :  =
=
= 0 <1,1
5/ Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
zM .zH .z
dw1

2.M 2 .KH .KH .KHV .(i2  1)


bw .i2

H =
 [H ]
.
Theo bảng 6.5 :Với bánh răng bằng thép ta chọn
zM = 274 MPa1/3 hệ số kể đến cơ tính của vật liệu
21

51


tw =19,24

0


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
2.cos b
sin(2. tw )

Và : zH = [
]0,5 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
trong đó : b :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở


tg b = cos t. tg  (với  =0)


mà :



t=

tw

= 19,240 (lấy theo góc ăn khớp đã dịch chỉnh )

tgb = cos(19,24) . tg( 0) =0 b = 0

Do đó : zH = [

2.cos(0)
sin(2.19,24)

]0,5 = 1,793

_Hệ số trùng khớp dọc :  =


Ze

4  
3

O

bw .sin 
 .m

0,4.76.sin(0)
3,14.1,5

= 0 <1,1

=

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

với  = [ 1,88 - 3,2 (

= [ 1,88 - 3,2 (

1
z1

1
z2

) ] . cos 

+
1
27

1
115

) ] . 1 = 1,734

+

4  1,734
3

Vậy z =
= 0,869
KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH . KH .KHV

KH =

Trong đó
KHb , KHa: là hệ số phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng và cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
KHa : thuộc vận tốc vòng lăn bánh nhỏ
KHV : là hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
_Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: dw1 =
 .dw1.n2
60000

_Vận tốc vòng : v =
22

2.aw
im  1

=

2.76
2, 29 1

= 60,22

 .60,22.331,78
60000

= 1,046 (v/ph)

=
51

thiết kế môn học chi tiết
Bộ môn thiết kế máy
máy
Theo bảng 6.14 (tttk hdđ ck ) ta chọn cấp chính xác 9
Với cấp chính xác 9 và vận tốc v < 2,5 m/s  Lấy KH = 1 (răng thẳng )
vH .bw .dw1
2.M 1.KH .KH

kHV = 1 +
aw
i

_Tính vH = H .go. v.
Với H : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ( tra bảng 6.15)
go :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1và 2
( tra bảng 6.16)
Tra bảng 6.15 ta lấy : H = 0,006 .Tra bảng 6.16 ta lấy g0 = 73
aw
i2

vH = H .go. v.

76
2, 29

= 0,006 . 73 . 1,046 .

vH .bw .dw1 

2.M 2 .KH .KH 

= 2,79

2, 79.0, 4.76.60, 22
2.12828,336.1, 05.1

_Do đó kHV = 1 +
=1 +
= 1,064
Với KH =1,05 đã trọn trước
_Thay tất cả vào trên ta tính được ứng xuất tiếp xúc :
H =

zM .z H .z
dw1

2.M 2 .KH .KH .KHV .(i2  1)


bw .i2

.

274.1,793.0,869
60,22

2.12828,336.1, 05.1.1, 064.(2, 29 1)
0, 4.76.4, 28

H =
.
= 416,52 (Mpa)
_ứng xuất cho phép tiếp xúc
[H ] = [H ],. zv.zR . kXH (Trong đó : zv = 1 do v = 1,046 < 5 m/s)
_Với cấp chính xác động học là 9 , ta chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8 và
khi đó cần gia công độ nhám là Râ =2,5  1,25 m
 zR = 0,95
_Với da < 700  KXH = 1  [H ] = 481,8 . 1.0,95 . 1 = 457,71 Mpa
Ta thấy
H =416,52 (MPa) < [H ] =457,71 (MPa) thoả mãn điều kiện tiếp xúc
Như vậy H < [H ],nhưng chênh lệch này nhỏ ,do đó có thể giảm chiều rộng
răng :

w

2

w

2

b =  ba .a .( H /[H ] ) = 0,4.159 .(52,67416,52/457,71) =
w

( có thể không phảI thay dổi b )
23

51

thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
6 / Kiểm nghiệm độ bền uốn
2.M 2 .kF .Y .Y .YF1
bw .dw1.m

_Ta có : F1 =
F2 =

 F1.YF 2
YF1

.  [F1 ]

.  [F2 ]


+)Trong đó : Y :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng


: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y
F1

F2

Y , Y : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
kF = kF .kF kFV : hệ số tải trọng khi tính toán về uốn
kF . :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
kF :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn
kFV :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
khi tính về uốn
Tra bảng 6.7 lấy: kF = 1,06 .Tra bảng 6.14 lấy: kF  = 1,37
* kFV : hệ số kể đến tải trọng động (kFV =1 +
Trong đó vF = F .go. v.
Tra bảng 6.15 F = 0,016
Tra bảng 6.16 go =73
Thay vào ta có :
vF .bw .dw1 
2.M 2 .KF .KF

vF .bw .dw1
2.M 2 .KF .KF

aw
i1

76
2, 29

= 0,016 . 73 . 1,046 .

7, 45.63, 6.60, 22
2.12828,336.1, 06.1, 37

=1 +
kFV =1 +
 kF =kF .kF kFV = 1,37.1,06.1,123 = 1,63
1
1

1,734
 =
= 0,577

+)Với = 1,7  Y =
+)Với  = 0 0  Y = 1 - / 140 = 1- 0/140 = 1
24

)

51

= 1,123

= 7,45


thiết kế môn học chi tiết

Bộ môn thiết kế máy
máy
_Số răng tương đương là : zv1 =
z2

cos3 

zv2 =
Theo bảng 6.18 ta lấy :

z1
cos3 

27
cos3 0



=

115
cos3 0

=



= 27 27


= 115 115
1

2

YF1 =3,89 ; YF2 = 3,6 ( với hệ số dich chỉnh x , x =-0.3)
_Thay vào trên ta có F1 =

2.12828,336.1, 582.0, 577.1.3,89
63, 6.60, 22.2, 25

=65,64 Mpa

 F1.YF 2
YF1

65,64.3,6
3,89

F2 =
=60,75 Mpa
=
_Ta thấy : F1 = 65,64 < [F1 ] = 279,11 ; F2 = 60,75 < [F2 ] = 242,18
*Kêt luận : đảm bảo độ bền uốn
7/ Kiểm nghiệm về độ quá tải
M max·
M

= 2,2
_Tính hệ số quá tải : k qt =
_Tính ứng xuất tiếp xúc quá tải :
Kqt

2,2

= 416,52 .
= 617,8 Mpa
Hmax = H .
_Tính ứng xuất uốn quá tải : F1max = F1. kqt = 65,64 . 2,2 = 144,408 Mpa
F2max = F2 . kqt = 60,75 . 2,2 = 133,65 Mpa
Ta thấy là : Hmax = 617,8 < [Hmax ] =1260
F1max =144,408 < [F1max ] =520 ; F2max = 133,65 < [F2max ] =360
*Kết luận : đảm bảo điều kiện quá tải
8/ Các thông số của bộ truyền
Khoảng cách trục
aw = 76mm
Môđun pháp
m=2,25 mm
Chiều rộng răng
bw = 30
Tỉ số truyền
i=2,29
  00

Góc nghiêng
Góc ăn khớp
Hệ số dịch chỉnh
25

a  20

x1 =0 ; x2 = 0
51