BÀI tập lớn CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN bộ TRUYỀN ĐAI TRUYỀN từ ĐỘNG cơ đến hộp GIẢM tốc máy TIỆN

Đại học Công nghiệp Hà Nội

BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN ĐAI
TRUYỀN TỪ ĐỘNG CƠ ĐẾN HỘP GIẢM TỐC MÁY TIỆN
Môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ dẫn độ ng cơ khí, cụ thể ở
đây là thiết kế hệ dẫn động băng tải, với hộp giảm tố c hai cấp trục vít –
bánh răng với yêu cầu về lực cũng như vận tốc và các đặc trưng khác .
Môn học chi tiết máy với bước đầu làm quen với cơng việc tính toán ,
thiết kế các chi tiết máy trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kỹ năng
tính tốn , hiểu sâu hơn về kiến thức đã học . Nội dung đồ án mơn học chi
tiết máy bao gồ m .
Tính toán chọn động cơ cho hệ d ẫn động băng tải .
Tính tốn b ộ truyền trong và bộ truyền ngồi .
Thiết kế trục và chọn ổ lăn .
Tính tồn vỏ hộp và các chi tiết khác
. Tính tốn bơi trơn .
Môn học chi tiết máy là tài liệu dùng để thiết kế chế tạo các hệ d ẫn động
cơ khí , nhưng đây khơng phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế hệ
dẫn độ ng do những hạn chế về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế . Trong
Bài tập này có tham khảo tài liệu: - Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí
Tập 1[TL1], 2[TL2] : Trịnh Chất – Lê Văn Uyển. - Chi tiết máy –
Nguyễn Trọ ng Hiệp :Tập 1, Tập 2. - Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức
Tốn

BÀI 1: Tính tốn bộ truyền đai truyền từ động cơ đến hộp giảm tốc
máy tiện.
I. Chọn loại đai và tiết diện đai.
1. Chọn loại đai

1

Đại học Công nghiệp Hà Nội

Đai thang hẹp (đai sợi tổng hợp) tỉ số giữa chiều rộng tính tốn b t đo
theo lớp trung hòa và chiều cao h của tiết diện hình thang

bt
= 1, 05 + 1,1
h

2. Tiết diện đai
Do công suất N = 4,4 kW, n1 = 1200 vịng/ph nên tra bảng ta chọn loại
đai YA:
Kích thước tiết diện: bt = 11, b = 13, h =10, y0 = 2,8
Diện tích tiết diện A = 81 mm2
Đường kính bánh đai nhỏ d1 = 100 – 200 (mm)
Chiều dài giới hạn l = 560 – 4000 (mm)
II. Xác định các thơng số bộ truyền
1. Đường kính bánh đai nhỏ d1:
Ta chọn d1 = 140 mm
Vận tốc đai: v =

π d1n1
= 8,8m / s
6.104
du

140.4,5

1

Đường kính bánh đai lớn: d 2 = 1 − ε = 1 − 0, 015 = 639, 6 mm với ε=0,015
Vậy chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 630 mm

d

630

2
Tính lại tỉ số truyền u′ = d (1- ε ) = 140(1- 0, 015) = 4,569 .
1

Suy ra sai lệch: ∆u =

u - u ′ 4,5 - 4,569
=
= 1,5% < 5% (thỏa mãn)
u
4,5

2. Khoảng cách trục a:
a

Với u = 4,5, lấy d = 0,925 ⇒ a = 0,925d2 = 683 mm. Khoảng cách trục
2
a thỏa mãn: 0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)
3. Chiều dài đai l :
l = 2a +

π
(d - d ) 2

(d1 + d 2 ) + 1 2 = 2662, 74 mm. Chọn l theo tiêu chuẩn: l =
2
4a

2500 mm
v
l

Kiểm nghiệm về tuổi thọ của đai: i = =

π d1n1
= 3,5.10-3 < 10 (thỏa mãn)
l.6.104

4. Góc ơm α1 trên bánh đai nhỏ:

2


Đại học Công nghiệp Hà Nội

α1 = 1800 - (d 2 - d1 )

570
= 1390 > 1200 (thỏa mãn). ( Đai sợi tổng hợp α ≥ 1200 )
a

III. Xác định số đai
Pk

1 d
Số đai z : z ≥ [ P ] .
Trong đó:

∆T1n1
) . Với cα là hệ số kể đến ảnh
9550
hưởng của góc ơm α1 , cα = 0,887 , cl = 1 . Chọn P0 = 3,4 (với vđai =
8,8m/s và d 1 = 140mm); ΔT1 là số gia mômen xoắn (N.m), với u = 4,5 >
2,40 ta chọn ΔT1 = 4,2 (loại đai YA).
4, 2.1200
) = 3,54 MPa
Suy ra: [ P ] = (3, 4.0,887.1 +
9550
Pk
4, 4.1, 2
1 d
Vậy z ≥ [ P ] = 3,54 ; 1, 49 . Chọn số đai: z = 2 (đai).

Công suất cho phép [ P ] = ( P0cα cl +

Từ đó ta có:
Chiều rộng bánh đai: B = ( z − 1)t + 2e . Tra bảng ta có t =15, e = 10
Suy ra B = 35mm
Đường kính ngoài của bánh đai :
d a = d + 2h0 .
Tra bảng ta có h0 = 3. Vậy :
Bánh đai 1 : d a1 = d1 + 2h0 = 146 mm
Bánh đai 2 : d a 2 = d 2 + 2h0 = 636 mm
IV. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

1. Lực căng trên 1 đai :
F0 =

780.Pk
1 d
+ Fv . Trong đó:
v.cα .z
Fv là lực căng do lực li tâm gây ra, do trục điều chỉnh được nên Fv

=0

v là vận tốc vòng, v = 8,8m / s
P1 = 4,4kW
780.4, 4.1, 2
Suy ra F0 = 8,8.0,887.2 + 0 = 264 N

2. Lực tác dụng lên trục:
3


Đại học Công nghiệp Hà Nội

Fr = 2 F0 .z.sin(

α1
1390
) = 2.264.2.sin(
) = 989,13 N
2
2

BÀI 2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng làm việc trong hộp
giảm tốc 1 cấp.
I. Chọn vật liệu
Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C50 tương ứng với thép 50 Liên
Xô, tôi cải thiện có độ rắn 240HB, gới hạn bền σ b = 640MPa , giới hạn
chảy σ ch = 380MPa .
Vật liệu làm bánh răng lớn là thép C45 tương ứng với thép 45 Liên Xơ,
thường hóa, độ rắn 200HB, giới hạn bền σ b = 600MPa , giới hạn chảy
σ ch = 340 MPa , phôi rèn.

II. Ứng suất cho phép
1. Ứng suất tiếp xúc cho phép

4


Đại học Cơng nghiệp Hà Nội

Số chu kì chịu tải tương đương NHE2 của bánh lớn:

N HE 2 = 60c ∑ (

Ti 3
) .ni .ti
Tmax

Dựa vào số liệu bài ra và sơ đồ tải trọng, ta có:
3

N HE 2

516
4,4 
 T  t
n
 3,2
7
.12500.  13 .
+0,853 .
= 60.c. 1 .∑ ti .∑  i ÷ . i =60.1.
÷=14,3.10
2
8
8
u1


 Tmax  ∑ ti

Số chu kì cơ sở NHO của thép C45 thường hóa chế tạo bánh lớn là
10.106.
Vậy NHE2 > NHO . Do đó KHL2 = 1
Số chu kì chịu tải tương đương của bánh nhỏ lớn hơn số chu kì chịu tải
tương đương bánh lớn u lần nên:
NHE1 = u.NHE2 = 2.14,3.107 = 28,6.107
Tra bảng với độ rắn bề mặt bánh răng nhỏ 240HB có thể lấy NHO =
16.106 .Đối với bánh răng nhỏ NHE1 > NHO1 và KHL1 = 1 , nên

σ H lim1 = σ 0 H lim1

;

σ H lim 2 = σ 0 H lim 2

Giới hạn bền mỏi tiếp xúc:
σ H lim = 2 HB + 70
Chọn rắn bánh nhỏ HB1 = 240, bánh lớn HB2 = 200, ta có:
σ H lim1 = 2.240 + 70 = 550 MPa
σ H lim 2 = 2.200 + 70 = 470MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng tính theo cơng thức :

 σ H lim 
÷.Z R .ZV .K L .K xH
S
 H 

[σH ] = 

Lấy Z R .ZV .K L .K xH = 1, hệ số an tồn SH = 1,1 ta có:
550
Bánh nhỏ: σ H  = 1,1 = 500MPa
1

470
Bánh lớn: σ H  = 1,1 = 427 MPa
2

Suy ra ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

là:

[ σ H ] = σ H

2

 = 427 MPa

2. Ứng suất uốn cho phép
Số chu kì chịu tải tương đương của bánh lớn:

5


Đại học Công nghiệp Hà Nội
N HE 2 = 60c ∑ (

Ti 6
516
3, 2
4, 4
) .ni .ti = 60.1.
.12500.(16.
+ 0,856.
)
Tmax
2
8
8

=11,8.107 > NFO = 4.106
Số chu kì chịu tải tương đương của bánh nhỏ NFE1 = u.NFE2 > NFO. Do đó
KFL = 1 đối với cả 2 bánh răng.
Mặt khác do bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1. Ta có:
Giới hạn bền mỏi uốn:

σ F lim = σ F0 lim .K FL .K FC
Hay:

σ F lim1 = σ F0 lim1 = 1,8HB1 = 1,8.240 = 432 MPa

σ F lim2 = σ F0 lim 2 = 1,8HB2 = 1,8.200 = 360 MPa
Ứng suất mỏi uốn cho phép:

[σF ] =

σ F lim
.YR .YS .K xF . Trong đó:
SF

Hệ số an tồn SF = 1,7 (phơi rèn thường hóa hoặc tơi cải thiện)
Hệ số KxF = 1 (đường kính các răng dưới 400mm)
Hệ số YR = 1
Hệ số YS = 1,08 - 0,16lg(m) = 1,03 (môđun m = 2)
Suy ra :
1, 03

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : [ σ F 1 ] = 432. 1, 7 = 261MPa
1, 03

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : [ σ F 2 ] = 360. 1, 7 = 218MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
Bánh răng nhỏ : [ σ H 1 ] max = 2,8σ ch = 2,8.380 = 1064 MPa
Bánh răng lớn :

[ σ H 2 ] max = 2,8σ ch = 2,8.340 = 952MPa

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :
Bánh răng nhỏ : [ σ F 1 ] max = 2, 2 HB1 = 2, 2.240 = 528MPa
Bánh răng lớn :

[ σ F 2 ] max = 2, 2 HB2 = 2, 2.200 = 440MPa

III. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
1. Khoảng cách trục a ω

aω = K a (u ± 1) 3

T1k H β
(σ H ) 2 .u.ψ ba

. Trong đó :

6


Đại học Công nghiệp Hà Nội

Ka = 49,5 (MPa)1/3 ( tra bảng đối với bánh răng thẳng làm bằng thép )
Tỉ số truyền u = 2

Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 :
T1 = 9,55.106.

P1
5,5
= 9,55.106.
= 101793( N .mm)
n1
516
b

ω
Tra bảng ta có : [ σ H ] = 427 MPa , ψ ba = a = 0, 4 với bω là chiều rộng vành
ω
k
=1,01
răng,
(tra bảng với ψ ba =0,4 )
Hβ
101793.1, 01
= 132, 2 mm. Chọn a ω = 132
Vậy suy ra aω = 49, 5.(2 + 1). 3
427 2.2.0, 4
mm

2. Đường kính vịng lăn bánh nhỏ

dω 1 = K d . 3

T1.k H β . ( u ± 1)

[σH ]

2

.u.ψ bd

.

Trong đó :

Kd = 77 (MPa)1/3, tra bảng đối với răng thẳng bằng thép, k Hβ = 1,01
T1 = 101793 N.mm, [ σ H ] = 427 MPa
ψ bd = 0,53.ψ ba (u ± 1) = 0,53.0, 4.(2 + 1) = 0, 636

Suy ra :
dω1 = 77. 3

101793.1, 01.(2 + 1)
; 85 mm
427 2.2.0, 636

IV. Xác định các thông số ăn khớp
1. Xác định môđun

m = (0, 01: 0, 02) aω = (0, 01: 0, 02).132 = 1,32 : 2, 64

Chọn m = 2,5
2. Xác định số răng
Z1 =

2aω
2.132
=
= 35
[ m(u + 1)] [ 2,5(2 + 1)]

Với Z1= 35 suy ra Z2 = u.Z1 = 2.35 = 70 (răng)
Số răng tổng Zt = Z1+Z2 = 105 (răng)
Tính lại khoảng cách trục :
7


Đại học Công nghiệp Hà Nội
mZ t 2,5.105
=
= 131, 25 (mm)
2
2
Ta chọn a ω =132 mm , khi đó ta dùng dịch chỉnh :
aω =

Hệ số dịch tâm : y =
1000 y

aω
132
- 0,5.(Z1 + Z 2 ) =
- 0,5.(35 + 70) = 0,3
m

2,5

1000.0,3
= 2,857 , theo đó ta tra được k x = 0, 054
105
k .Z 0, 054.105
= 0, 00567
Hệ số giảm đỉnh răng : ∆y = x t =
1000
1000
Tổng hệ số dịch chỉnh : xt = y + ∆y = 0,3 + 0, 00567 = 0,30567

Hệ số k y = Z
t

=

Do đó hệ số dịch chỉnh của bánh răng 1 là :
( Z − Z1 ) . y ) = 0,5.(0,30567 − 35.0,3) = 0,103
x1 = 0,5( xt − 2
Zt
105
x2 = xt − x1 = 0,30567 − 0,103 = 0, 203
Và
105.2,5.cos200
0
Góc ăn khớp : cosα tω =
= 0,9344 . Do đó α tω ; 20 52′
2.132

3. Các kích thước của các bánh răng
Đường kính vịng chia :

d1 = mZ1 = 2,5.35 = 87,5 mm
d 2 = mZ 2 = 2,5.70 = 175 mm

Chiều rộng vành răng :

bω = ψ d .dω1 = 0, 636.85 = 54 mm

V. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng :
σH =

Z M Z H Zε
dω 1

2T1 K H (u ± 1)
≤ [ σ H ] Trong đó :
bω u

ZM = 275 (MPa)1/3 (hệ số kể đến cơ tính vật liệu)
ZH = 1,76 (tra bảng đối với răng trụ răng thẳng)
Ta có ε α = 1, 6 ⇒ Zε =

4 − εα
4 − 1, 6
=
= 0,894
3

3

dω1 = 85 mm, T1=101793 N.mm
8


Đại học Công nghiệp Hà Nội
v bd
K H = K H β .K Hv với K H β =1,01 và K Hv = 1 + H ω ω1
2T K K
1

Hβ

Hα

,

πd n
aω
. Tra bảng ta có : δ H = 0,004 ; g0 = 47 ; v = ω1 1 = 2,3
6000
u
351.54.85
132
= 1, 078
= 351 . Vậy K Hv = 1 +
Suy ra : vH = 0, 004.47.2,3.
2.101793.1, 01
2

⇒ K H = 1, 089

vH = δ H g 0 v

Từ đó ta được :
σH =

275.1, 76.0,894 2.101793.1, 089.(2 + 1)
= 399,5MPa < [ σ H ] = 427 MPa (TM)
85
54.2

VI. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng :
σ F1 =

2T1
YF 1 K F β K Fv ≤ [ σ F 1 ]
bω dω1m

và

σ F 2 = σ F1

YF 2
≤ [σ F2] .
YF 1

Trong đó :
YF 1 , YF 2 là các hệ số dạng răng, tra bảng ta có : YF 1 = 3,68 ; YF 2 = 3,55

K F β = 1, 05 (hệ số tập trung tải trọng)

vF bω dω1
a
. Với vF = δ F g 0v ω
2T1 K F β
u
Tra bảng ta có : δ F = 0,011 ; g0 = 47 Suy ra
K Fv là hệ số tải trọng động, K Fv = 1 +

132
= 9, 66
2
9, 66.54.85
Do đó K Fv = 1 + 2.101793.1, 05 = 1, 21 . Suy ra :
2.101793
σ F1 =
.3, 68.1, 05.1, 21 = 82,95 < [ σ F 1 ] = 261MPa (thỏa mãn)
54.85.2,5
3,55
σ F 2 = 82,95.
= 80, 02 MPa < [ σ F 2 ] = 218MPa (thỏa mãn)
3, 68
vF = 0, 011.47.2,3

VII. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để tránh hiện tượng biến dạng dư và gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp
xúc cực đại (σ H )max không vượt quá một giá trị cho phép :
(σ H ) max = σ H K qt ≤ [ σ H ] max . Trong đó hệ số quá tải

K qt =

Tmax
T

9


Đại học Công nghiệp Hà Nội

Suy ra (σ H ) max = 399,5 1, 45 = 481,1MPa < [ σ H 2 max ] = 952 MPa
Để phòng biến dạng dư hoặc hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất
uốn cực đại (σ F )max tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho
phép :

(σ F ) max = σ F K qt ≤ [ σ F ] max
Ta có :
(σ F 1 ) max = 82,95.1, 45 = 120, 3MPa < [ σ F 1 ] max = 528MPa

(thỏa mãn)

(σ F 2 ) max = 80, 02.1, 45 = 116,1MPa < [ σ F 2 ] max = 440 MPa (thỏa

mãn)
VIII. Xác định các kích thước của bộ truyền bánh răng
Vì tính tốn kiểm nghiệm các điều kiện bền của bánh răng đều thỏa
mãn nên ta có được các kích thước và thơng số của bộ truyền bánh răng
như sau :
1. Khoảng cách trục : aω = 132 mm
2. Mô đun : m = 2,5 mm

3. Chiều rộng vành răng : bω = 54 mm
4. Tỉ số truyền : u = 2
5. Số răng của bánh răng : Z1 = 35 ; Z 2 = 70
6. Hệ số dịch chỉnh : x1 = 0,103 mm ; x2 = 0, 203 mm
7. Đường kính chia : d1 = 87,5 mm ; d 2 = 175 mm
8. Đường kính đỉnh răng:
d a1 = d1 + 2(1 + x1 − ∆y )m = 87,5 + 2(1 + 0,103 − 0, 00567).2,5 = 93 mm

d a 2 = d 2 + 2(1 + x2 − ∆y )m = 175 + 2(1 + 0, 203 − 0, 00567).2,5 = 181 mm
9. Đường kính đáy răng:
d f 1 = d1 − (2,5 − 2 x1 )m = 87,5 − (2,5 − 2.0,103).2,5 = 81,8 mm
d f 2 = d 2 − (2,5 − 2 x2 )m = 175 − (2,5 − 2.0, 203).2,5 = 169,8 mm
10. Đường kính cơ sở:
db1 = d1.cos200 = 87,5.cos20 0 = 82, 22 mm

db 2 = d 2 .cos200 = 175.cos200 = 164, 45 mm

10