Đề tài " Cơ sở thiết kế máy "

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
Đề tài " Cơ sở thiết kế máy "
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 1 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
MỤC LỤC
Lời nói đầu trang 1
Phần I
Chọn đông cơ điện và tính các thông số
trang 2
I – Chọn động cơ điện
trang 2
II – Phân phối tỷ số truyền trang 4
Phần II
Thiế kế các bộ truyền
trang 7
I – Thiết kế bộ truyền xích trang 7
II – Thiết kế bộ truyền cấp nhanh trang 10
III – Thiết kế bộ truyền cấp chậm trang 19
IV - Kiểm tra bối trơn và chạm trục trang 28
Phần III
Thiết kế các chi tiết đỡ nối
trang 31
I – Thiết kế trục trang 31
II - Tính chọn then trang 54
III – Tính chọn ổ lăn trang 58
IV – Chọn khớp nối trang 64
Phầnn IV
Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
trang 64
I – Chọn mặt ghép vỏ hộp trang 66
II – Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp trang 66

Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 2 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
Lời nói đầu
ất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định
hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan
trọng. Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi con người
chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều. Là một sinh viên ngành Chế Tạo Máy em
luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu từ thấy
cô, giáo. Thiết kế đồ án là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó
giúp cho người sinh viên hiểu sâu, hiểu kỹ và đúc kết được những kiến thức cơ bản
của môn học. Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về
phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp
sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phương pháp
tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vaò việc thiết kế máy.
Sau quá trình học tập em đã được giao đề tài thiết kế giao cho là thiết kế trạm dẫn
động băng tải. Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cùng với sự
giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã
hoàn thành được đồ án này.
Đ
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều
nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo
của các thầy trong bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn
cũng như kiến thức về môn học này .
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em

Thái Nguyên, Ngày … tháng … năm 2006
Sinh viên :
Vũ Viết Trường
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 3 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY

PHẦN I
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ
I - CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.
1 – Chọn kiểu loại động cơ:
Theo yêu cầu thiết kế và tính ưu việt của động cơ điện cần chọn do đó ta chọn
động cơ điện 3 pha không đồng bộ Rôto lồng sóc. Vì động cơ này có nhiều ưu điểm
như: Kết cấu đơn giản, giá thành hạ,dễ bảo quản,làm việc tin cậy và có thể lắp trợc
tiếp vào lưới điện 3 pha mà kgông cần biến đổi dòng.
2 – chọn công suất động:
Chọn theo điều kiện nhiệt độ. Khi làm việc thì nhiệt độ sinh ra không được quá mức
cho phép.
Vì tải trọng không đổi nên ta có:
dc
lv
dc
dm
PP ≥

Trong đó
dc
dm
P
Công suất định mức của động cơ.

dc
lv
P
Công suất làm việc của trục động cơ.
với
∑

= /ηPP
ct
lv
dc
lv

h
Σ
Hiệu suất truyềng động từ trục động cơ tới trục công tác.
h
Σ
=
∏
=
n
i
i
1
η
= h
k
.h
o
4
.h
non
.h
tru
.h
xich

Tra bảng ta có:
h
k
= 1; h
non
= 0.96 ; h
tru
= 0,97 ; h
xich
= 0,91 ; h
ô
= 0,99 .
=> h
Σ
= 1.0,99
4
.0,96.0,97.0,91 = 0,814
mà
18,9
1000
6600.1,35
1000
.vF
P
t
ct
lv
===
KW

Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 4 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
Vậy
946,10
814,0
91,8
η
P
P
ct
lv
dc
lv
===
∑
KW
Theo điều kiện
dc
lv
dc
dm
PP ≥
và lấy theo tiêu chuẩn ta được công suất định mức trên
trục động cơ là
dc
dm
P
= 15 KW.
3 – Số vòng quay đồng bộ.
a) Chọn số vòng quay của trục công tác n

ct
.
Với trạm dẫn động băng tải nên ta chọn
n
ct
=
608,49
3,14.520
35,1.10.60
πD
.10.60
33
==
v
v/ph
b) Số vòng quay đồng bộ n
đb
.
Chọn số đôi cực từ p = 1 ta sẽ có.
n
đb
= 60.f/p = 60.50/2 =1500 v/ph
Từ đó tính ra tỷ số truyền sơ bộ u
sb
u
sb
= n
đb
/n
ct

= 1500/49,608 = 30,237
So sánh u
sb
= 30,137 với khoảng tỷ số truyền nên dùng của Côn- tru ta thấy 8 _
31,5 . Vậy ta chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ la: n
sb
= 1500 v/ph.
Từ đó kiểuđộng cơ 4A được chọn có các thông số như trong bảng.
Kiểu ĐC Công suất
KW
Vận tốc
quay v/ph
Cosj
η%
T
max
/T
min
T
k
/T
dn
4A160S4X3 15 1460 0,88 89 2,2 1,4
5- Kiểm tra quá tải mở máy.
a) Kiểm tra mở máy:
Để thắng lực ì của hệ thống thì động cơ phải thoả mãn điều kiện sau
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 5 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY

dc

lbd
dc
mm
PP ≥
Xác định công suất mở máy
dc
dm
P

2115.1.4
T
T
PP
dn
k
dc
dm
dc
mm
===
KW
Xác định công suất cản ban đầu trên trục.
dc
bd
P

17,51410,496.1,6.kPP
bd
dc
dm

dc
bd
===
KW
Vậy điều kiện
dc
bd
dc
mm
PP ≥
được thoả mãn.
b) Kiểm tra quá tải.
Với sơ đồ tảI trọng không đổi ta không cần kiểm tra quá tải.
II – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.
1 – Tỷ số truyền tổng n Σ
n
Σ
được xách định theo công thức
u
Σ
= n
đc
/n
ct
= 1460/49,608 = 29,431
2 – Tỷ số truyền ngoài hộp.
Tỷ số truyền ngoài hộp được xác định theo công thức:
u
ng
=

1,2431,290,15.u0,1).(0,15 ==÷
∑

Từ đó ta có: u
h
= u
Σ
/u
ng
= 29,431/2,1 =14,015
3 – Tỷ số truyền trong hộp.
Với hộp gảm tốc côn trụ ta có u
h
= u
1
.u
2
trong đó u
1
Tỷ số truyền cấp nhanh
u
2
Tỷ số truyền cấp chậm
Ta có u
2
=
183,3015,1432,1u32,1
3
h
==

3
=> u
1
= u
h
/u
2
= 14,015/3,183 = 4,403
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 6 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
III – XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC.
1- Tốc độ quay trên các trục:
a) Trục I n
I
= n
đc
= 1460 v/ph
b) Trục II n
II
= n
I
/u
I
= 1460/4/403 = 331,592 v/ph
c) Trục III n
III
= n
II
/u
II

= 331,592/3,183 = 104,176 v/ph
d) Trục IV n
IV
= n
III
/u
ng
=104,176/2,1 = 49,608 v/ph
2 – Tính công suất trên các trục.
a) Trục I
P
I
= P
lv
đc
.h
k
.h
ô
= 10,946.1.0,99 = 10,836 KW
b) Trục II
P
II
= P
I
.h
ô
.h
côn
= 10,836.0,99.0,96 = 10,3 KW

b) Trục III
P
III
=P
II
.h
ô
.h
trụ
= 10,3.0,99.0,97 = 9,89 KW
b) Trục IV
P
IV
= P
III
.h
ô
.h
xích
= 9,89.0,99.0,91 = 8,91 KW
3- Tính mômen xoắn trên các trục.
a) Mômen xoắn trên trục động cơ:
T
đc
=


71598,836
1460
.10,9469,55.10

n
P.9,55.10
6
dc
dc
lv
6
==
KW
b) Trục I
T
I
=
70879,315
1460
.10,8369,55.10
n
P.9,55.10
6
I
I
6
==
KW
c) Trục II
T
II
=
672,296644
592,331

3,10.9,55.10
n
P.9,55.10
6
I
I
6
==
I
I
KW
d) Trục I
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 7 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
T
II
=
906633,966
104,176
.9,899,55.10
n
P.9,55.10
6
II
III
6
==
KW
e) Trục IV
T

IV
=
1715257,62
49,608
.8,919,55.10
n
P.9,55.10
6
IV
IV
6
==
KW
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 8 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
4- Lập bảng thông số.
T.SÔ
Trục
u n (v/ph) P (KW) T (Nmm)
Động cơ
1
I
4,403
II
3,183
III
2,1
IV
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 9 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY

PHẦN II
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
I – THẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH.
1 – Chọn loại xích.
Hệ thống có công suất nhỏ và tảI trọng nhỏ nên ta chọn loại xích là xích ống con lăn,
một dãy.
2 – Xác định các thông số của bộ truyền.
+) Chọn số răng đĩa xích:
Theo bảng 5-4 (I) với TST u = 2,1 ta chọn số răng đĩa nhỏ là Z
1
= 27
Suy ra số răng đĩa lớn Z
2
=u.Z
1
= 2,1.27 = 56,7
Số răng đĩa lơn nên chọn là số lẻ nên ta có Z
2
= 57 < Z
max
= 120
=> TST thực là: u= Z
2
/Z
1
= 57/27 =2,111
+) Xác định bước xích p:
Bước xích p được xác định theo điều kiện đảm bảo về độ bền mòn của bộ truyền
được viết dưới dạng: P
t

=P.k.k
z
.k
n
≤ [ P ]
Trong đó P
t
, P, [P] lần lướt là cống suất tính toán, công suất cần truyền, và cống suất
cho phép của bộ truyền.
Với P = P
III
= 9,89 KW
k
z
Hệ số răng k
z
= Z
01
/Z
1
= 25/27 = 0,926
Theo công thức 5.4 và bảng 5-6 (I) ta có:
k
o
.k
a
.k
dc
.k
d

.k
c
.k
bt
k
0
Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ tuyền. K
0
= 1
k
a
Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục, vì chọn a= 40p nên k
a
= 1
k
đ/c
Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng. Vì không điều chỉnh nên
k
đ/c
= 1,25
k
bt
Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc bôI trơn ( đạt yêu cầu) nên k
bt
= 1,3
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 10 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
k
đ
Hệ số tảI trọng động. Vì tảI trọng không đổi làm việc êm nên k

đ
= 1
k
c
Hệ số kể đến ảnh hưởng của chế độ làm việc. Vì làm việc 1 ca nên k
c
= 1
=> k = 1.1.1.1,25.1,3.1.1 = 1,625
Vậy ta có P
t
= 1,625.0,926.1,92.9,89 = 28,573 KW
Theo bảng 5-5 (I) với n
01
= 200 v/ph thì bộ truyền xích 1 dãy có p = 38,1 mm sẽ
thoả mãn điều kiện bền mòn P
t
= 28,573 ≤ [P] = 34,8 KW.
Theo bảng 5-5 (I) thì p = 38,1 < p
max
=50,8 mm. Vậy chọn p = 38,1 mm.
+) Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
- Khoảng cách trục a = 40p = 40.38,1 = 1524 mm
- Số mắt xích sơ bộ tính theo công thức:
x =
122,57
aπ4
p)Z(Z
2
)Z(Z
p

a2
2
2
1221
=
−
+
+
+

Ta nên chọn số mắt xích là số chẵn là x = 122
- Tính lại khoảng cách trục theo công thức:

a = 1513,053/ππ)Z2[(Z)]Z0,5(Z[x)]Z0,5(Z.[xp0,25
2
11
2
1111
=−−+−++− mm
Để xích không bị căng quá ta giảm khoảng cách đó đI một lượng là:
∆a = 0,002a = 0,002.1513,053 = 3,026 mm
=> a = 1513,053 – 3,026 = 1510,027 mm
+) Số lần va đập:
i =
1,537
15.122
27.104,176
x15.
nZ
III1.

==
< [i] = 20
3- Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Với bộ truyền xích khả năng bị quá tải lớn nhất khi mở máy. Vậy ta phảI kiểm
nghiệm độ bền của xích theo hệ số an toàn.
Theo công thức 5.15 có S = Q/( k
đ
.F
t
+F
o
+F
v
)
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 11 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
tra bảng 5-2 có: Tải trọng phá hỏng Q = 127.10
3
N
Khối lượng 1 mét xích q =5,5 kg
Tải trọng động k
đ
= 1,7
Lực vòng F
t
=1000.P
III
/ v
với v = Z
1

.p.n
III
/60.10
3
= 27.38,1.140,176.60.10
3
= 1,786 m/s
=> F
t
= 100.9,89 /1,786 = 5537,212 N
Lực căng phụ F
v
= q.v
2
= 5.5.1,786
2
= 17,544 N
Lực căng do nhánh bị động sinh ra F
o
= 9,81.k
f
.q.a
k
f
Hệ số phụ thuộc vào độ võng f và vị trí bộ truyền.(Vì bộ truyền nằm ngang) nên
k
f
= 14 = > F
o
= 9,81.4.5,5.1510,027.10

-3
= 325,894 N
=> S = 127.10
3
/(1,7.5537,514 + 325,894 + 17,544) = 13,06
theo bảng 5-10(I) vói n
01
= 200 v/ph => [S] = 8,2
Vậy S < [S] thoả mãn điều kiện bên.
4- Kiểm nghiệm độ bèn tiếp xúc của đía xích:
Theo công thức 5.18 ta có ứng suất tiếp xúc σ
H
trên bề mặt đĩa xích là.

][σ
k.A
)Fk.(Fk
0,47σ
H
d
vddtr
H
≤
+
=

Với vật liệu là thép 45 tôi cải thiện => [σ
H
] = 600 Mpa
Lực vòng F

t
= 5537,514 N
Hệ số k
r
= 0,42
F
vd
Lực va đập tính theo công thức F
vd
= 13.1
-7
.n
III
/p
3
.m
F
vd
= 13.10
-7
.104,176.38.1
3
.1

=7,49 N
k
d
Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các dãy k
d
= 1

k
đ
Hệ số tải trọng động theo bảng 5-6(I) k
đ
= 1
Theo bảng 5-12(I) ta có A = 395 mm và E = 2,1.10
5
Mpa
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 12 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
=>
523
395.1
107,49).2,1.514.10,42(5537,
0,47σ
5
H
=
+
=
Mpa
Vậy σ
H
< [σ
H
] bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc
5- Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng nên trục.
- Đường kính đĩa xích: theo công thức 5.17 ta có:
d
1

= p/sin( p/Z
1
) = 328,185 mm
d
2
= p/sin( p/Z
2
) = 691,624 mm

d
a1
= p[0,5 + cotg(p/Z
1
) = 345,016 mm
d
a2
= p[0,5 + cotg(p/Z
2
) = 709,016 mm
d
f1
= d
1
– 2r với d
1
= 22,23 mm và r = 0,5025d
1
+0,05 =11,22 mm
=> d
f1

= 328,185 – 2.11,22 = 305,745 mm
Các kích thước khác tra theo bảng 13-4
-Xác lức tác dụng lên trục theo công thức:
F
r
= k
x
.F
t
k
x
Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích k
x
= 1,115 (vì bộ truyền nằm
ngang)
=> F
r
= 5537,514.1,155 = 6368,141 N
II – THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH .
1 -Chọn vật liệu.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu như sau:
- Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 ÷ 285
có σ
b1
= 850 MPa, σ
ch1
= 580 MPa
- Bánh lớn : Thép 45 tôI cảI thiện đạt độ răn: HB192 ÷ 140
có σ
b2

= 750 MPa, σ
ch2
= 450 Mpa
2- Xác định ứng suất cho phép.
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 13 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
a) Ứng suất cho phép:
Ta có công thức [σ
H
] =
HLxhvR
H
o
lim
k.k.Z.Z
S
σ
H
ở bước tính sơ bộ ta chọn Z
R
.Z
v
.k
xh
= 1 vậy ta có : [σ
H
] =
HL
H
o

lim
k.
S
σ
H
Trong đó S
H
Là hệ số an toàn,tra bảng 6-2(I) ta có S
H
= 1,1

o
lim
σ
F
ứng suất tiếp xúc ứng với chu kì cơ sở.

o
lim
σ
F
= 2HB + 70 HB là độ cứng Brinen.
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB
1
= 245 , bánh răng lớn là HB
2
= 220
=>
o
lim1

σ
H
= 2.245 + 70 = 560 Mpa

o
lim2
σ
H
= 2.220 + 70 = 510 Mpa
- k
HL
hệ số tuổi thọ k
HL
=
H
m
HE
HO
N
N

- N
HO
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúc.
N
HO1
= 30.(H
HB1
)
2,4

= 30.245
2,4
= 1,6.10
7
N
HO2
= 30.(H
HB2
)
2,4
= 30.220
2,4
= 1,26.10
7
- N
HE
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Vì tải trọng không đổi quay 1 chiều nên ta có N
HE
= 60.c.n.t
Σ
- c : Là số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1
- n : Số vòng quay n=n
I
= 1460 v/ph n = n
II
= 331,592 v/ph.
- t
Σ
: Là tổng số giờ làm việc t

Σ
= 7.12.30.2/3.1/3.24 = 13440 giờ.
Vậy N
HE1
= 30.1.1460.13440 = 1,8.10
9

N
HE2
= 30.1.331,592.13440 = 2,67.10
8
Do đó ta thấy N
HE1
> N
HO1
Vậy chọn N
HE1
= N
HO1

N
HE2
> N
HO2
N
HE2
= N
HO2

Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 14 -

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
=> k
HL
= 1
Vậy [σ
H1
] =
509,09
1,1
550.1
k.
S
σ
HL
H
o
lim1H
==
Mpa
[σ
H2
] =
64,463
1,1
0.115
k.
S
σ
HL
H

o
lim2H
==
Mpa
Cấp nhanh là bánh răng côn nên chọn [σ
H
]
sb
= [σ
H2
] = 463,64 MPa
b) Ứng uốn cho phép: Ta có công thức [σ
F
] =
FLFCXFsR
F
o
Flim
k.k.k.Y.Y
S
σ
ở bước tính sơ bộ ta chọn Y
R
.Y
S
.k
XF
= 1 vậy ta có : [σ
H
] =

HLFC
F
o
Flim
k.k.
S
σ
Trong đó S
F
Là hệ số an toàn,tra bảng 6-2(I) ta có S
f
= 1,75

o
lim
σ
F
ứng suất uốn ứng với chu kì cơ sở.

o
lim
σ
F
= 1,8HB .
=>
o
lim1
σ
H
= 1,8.245 = 441 Mpa

o
lim2
σ
H
= 1,8.220 = 396 Mpa
- k
FC
Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải, vì đặt tảI một phía nên k
FC
= 1
- k
FL
hệ số tuổi thọ k
FL
=
F
F
F
m
E
O
N
N

- N
FO
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn với mọi loại thép ta
đều có N
FO

= 4.10
6
.
- Lại có N
FE
= N
HO
=> N
FE1
= N
HO1
=1,18.10
9
> N
FO
N
HE2
> N
HO2
N
FE2
= N
HO2
= 2,67.10
8
> N
FO
=> k
FL
= 1

Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 15 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
Vậy [σ
F1
] =
252
1,75
441.1.1
k.k.
S
σ
HLFC
F
o
lim1F
==
Mpa
[σ
H2
] =
3,226
1,75
.1.1396
k.k.
S
σ
HLFC
F
o
lim2F

==
Mpa
c) Ứng suất quá tải.
+) ứng suất tiếp xúc khi quá tải. [σ
H
]
max
= 2,8σ
ch
vậy ta có [σ
H1
]
max
= 2,8.580 = 1624 MPa
[σ
H2
]
max
= 2,8.450 = 1260 MPa
+) ứng suất uốn khi quá tải. [σ
F
]
max
= 0,86σ
ch
vậy ta có [σ
F1
]
max
= 0,86.580 = 498,8 MPa

[σ
F2
]
max
= 0,86.450 = 387 Mpa
3- Xác định các thông số của bộ truyền .
a) Xác định chiều dài côn ngoài:
Ta có công thức : R
e
=
3
2
Hbebe
Fβ1
2
R
].[σu.k).k(1
k.T
.1uk
sb
−
+
- k
R
Hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng k
R
= 0,5.k
d
. với bánh răng côn
răng thẳng băng thép nên k

d
= 100Mpa
1/3
=> k
R
= 50Mpa
1/3

- k
be
: Hệ số chiều rộng vành răng lấy k
be
= 0,25
- k
Hb
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tảI trọng trên chiều rộng vành răng. Với
bánh răng côn
0,629
0,252
0,25.4,403
k2
u.k
be
be
=
−
=
−

Theo bảng 6-21(I) với sơ đồ I , HB < 350 => k

Hb
= 1,15
- T
1
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T
1
= 70879,315 Nmm
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 16 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
- [σ
H
]
sb
ứng suất tiếp xúc cho phép tính sơ bộ. [σ
H
]
sb
= 463,64 Mpa
=> R
e
=
187,174
64,463.403,4.25,0).25,0(1
15,1.315,70879
.1403,450
3
2
2
=
−

+
mm
4- Xác định các thông số ăn khớp.
a) Số răng bánh răng nhỏ:
Ta có d
e1
= 2.R
e
/
2
u1+
= 2.174,187/
2
403,41+
= 77,157 mm
Từ đó tra bảng 6-22 (I) => Z
1p
= 17
Với HB < 350 => Z
1
= 1,6.Z
1p
= 1,6.17 = 27,2 vậy lấy Z
1
= 27
b) Đường kính trung bình & môđun trung bình:
d
m1
= (1-0,5.k
be

)d
e1
=(1-0,5.0,25)77,157 = 67,512 mm
m
tm
= d
m1
/Z
1
= 67,512/27 = 2,52 mm
c) Xác điịnh môđuntiêu chuẩn:
Ta có công thức: m
te
= m
tm
/(1- 0,5.k
be
) = 2,857 mm
Theo bảng 6-8(I) chọn môđun tiêu chuẩn m
te
= 3 mm
Do đó m
tm
=m
te
(1- 0,5.k
be
) = 2,625 mm
=> d
m1

= Z
1
.m
tm
= 27.2,625 = 70,875 mm
d) Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia.
Ta có: Z
2
= u.Z
1
= 4,403. 27 = 118,881 chọn Z
1
= 119
Vậy ta có TST mới u
m
= Z
2
/Z
1
= 119/27 = 4,4074
Góc côn chia d
1
= arctg(Z
1
/Z
2
) = 12,783
o

d

2
= 90
o
- d
1
= 90
o
– 12,783
o
= 77,217
o
e) Chọn hệ số dịch dao:
Theo bảng 6-20 với Z
1
= 27 chọn hệ số dịch dao dịch chỉnh đều

x
1
= 0,4 và x
2
= - 0,4
- Xác định lại chiều dài côn ngoài.
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 17 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
R
e
= 0,5.m
te
.
222

2
2
1
119270,5.3.ZZ +=+ = 183,037 mm
5- kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc phải thoả mãn điều kiện sau:

][σ
u).d.b(0,85.
1u.k.T2.
.Z.Z.Zσ
H
m
2
1m
2
mH1
εHMH
≤
+
=
Trong đó
- Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính của các vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6-5 (I) ta có Z
M
= 270 Mpa
1/3
- Z

H
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng bề mặt tiếp xúc.
Theo 6-12 (I) với x
1
+ x
2
= 0 => Z
H
= 1,76.
- Z
e
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác địnhnhư sau:
Với bánh răng côn răng thẳng Z
e
=
3/)ε(4
α
−
- e
a
: Hệ số trùng khớp ngang e
a
= [1,88 – 3,2.(1/Z
1
+1/Z
2
)] =1,735
=> Z
e
=

3/)735,1(4 −
=0,869
- k
H
: Hệ số tảI trọng k
H
= k
Hb
.k
Ha
.k
HV
- k
Hb
: Hệ số phân bố không đều tảI trọng trên chiều dài vành răng.
Tra bảng 6-21 (I) ta có k
Hb
= 1,15
- k
Ha
: Hệ số phân bố tải trọng cho các đôI răng ăn khớp k
Ha
= 1
- k
HV
: Hệ số tảI trọng đông xuất hiện trongvùng ăn khớp.
k
HV
= 1 +
HαHβ1

1mH
k.k.T2.
d.b.ν
Với b là bề rộng vành răng b = k
be
.R
e
= 0,25.183,037 = 45,759 mm
n
H
=
mm1moH
/u1).(ud.v.g.δ +
v = p.d
m1
.n
I
.60.10
-3
= 3,14.70,875..1460.60.10
-3
= 5,415 m/s
Tra bảng 6-13 (I) ta được cấp chính xác là . Với bánh răng thẳng không vát đầu có
HB < 350 => tra bảng 6-15 (I) ta được
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 18 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
- d
H
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp là d
H

= 0,006
- g
o
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1&2 và
m = 3 < 3,55 cấp chinhd xác 7 => g
o
= 47
=> n
H
=
24,144074,4/1)4074,4.(875,70.415,5.47.006,0 =+
Vậy k
HV
= 1 +
283,1
1.15,1.315,708792.
875,70.759,45.24,14
=
Suy ra k
H
= 1,15.1,283.1 = 1,476
Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính σ
H
ta được:

15,439
4074,4).875,70.759,45(0,85.
14074,4.476,1.315,708792.
.869,0.176.274σ
2

2
H
=
+
=
Mpa
+) Xác định chính ứng suất cho phép: [s
H
]
cx
[s
H
]
cx
= [s
H
]
sb
.Z
v
.Z
R
.k
XH
- Z
v
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v = 5,415 m/s >5 m/s , bánh
răng có HB < 350 => Z
v
= 1

- Z
R
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc. Với cấp chính xác 7,
cấp chính xác động học 6 cần gia công bề mắt đạt độ nhám R
a
= 2,5 ÷ 1,25 mm
=> Z
R
= 0,95
- k
XH
:Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của kích thước bánh răng phụ thuộc vào kích thước
vòng đỉnh bánh răng vì d
ae
< 700 mm => k
XH
= 1.
Suy ra [s
H
]
cx
=463,63.1.0.95.1 = 443,28 Mpa
Vậy σ
H
= 439,15 < [s
H
]
cx
= 443,28 Mpa
∆% =

%93,0100
28,443
15,43928,443
][
][
=
−
=
−
H
HH
σ
σσ
6- Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 19 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
Điều kiện bền uốn của bánh răng côn được viết như sau:

1mtm
Fβε1F1
1F
d.m.b0,85.
YYY.k.T2.
σ =
và
1F
2F
1F2F
Y
Y

σσ =
Trong đó
- Y
b
: Hệ số kể đến độ nghiên của răng. Với răng thẳng ta có Y
b
= 1
- Y
F1
, Y
F2
: Hệ số dạng răng được tra theo bảng 6-18 (I) theo số răng tương đương
Z
v1
= Z
1
/cosd
1
= 27/ cos 12,783 = 27,69 => Y
F1
= 3,45
Z
v2
= Z
2
/cosd
2
= 119/ cos 77,217 = 537,831 => Y
F2
= 3,63

- Y
e
: Hệ số kể đến sự trùng khớp răng.
Y
e
= 1/e
a
= 1/1,735 = 0,5764
- k
F
: Hệ số tải trọng tinhd về uốn. K
F
= k
Fb
.k
Fa
.k
FV
- k
Fb
: Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành răng.
Tra bảng 6-21 (I) ta có k
Fb
= 1,25
- k
Fa
: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp k
Fa
= 1
- k

FV
: Hệ số tải trọng đông xuất hiện trongvùng ăn khớp khi tính về uôn.
k
FV
= 1 +
αβ1
1m
k.k.T2.
d.b.ν
FF
F
n
H
=
mm1mo
/u1).(ud.v.g.δ +
F
Tra bảng 6-15 (I) ta được
- d
F
: Độ rắn mặt răng d
F
= 0,016 và g
o
= 47
=> n
F
=
97,374074,4/1)4074,4.(875,70.415,5.47.016,0 =+
Vậy k

FV
= 1 +
695,1
1.25,1.315,708792.
875,70.759,45.97,37
=
Suy ra k
F
= 1,25.1,695.1 = 2,12
Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính σ
H
ta được:
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 20 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY

6,82
875,70.625,2.759,450,85.
45,3.1.5764,0.12,2.315,708792.
σ
1F
==
Mpa

9,86
45,3
63,3
.6,82
Y
Y
σσ

1F
2F
1F2F
===
Mpa
+) Xác định chính ứng suất cho phép: [s
F
]
cx
[s
F
]
cx
= [s
F
]
sb
.Y
R
.Y
S
.k
XF
- Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Y
R
= 1
- Y
S

: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu đối với trnạg thái ứng suất
Y
S
= 1,08 – 0,0695.ln3 = 1,00365
- k
XF
:Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn
với d
ae2
< 400 mm => k
XF
= 1.
Suy ra [s
F1
]
cx
=252.1. 1,00365.1 = 252,91 Mpa
[s
F2
]
cx
=236,5.1. 1,00365.1 = 237,35 Mpa
Vậy σ
F1
= 82,6 < [s
F1
]
cx
và σ
F2

= 86,9 < [s
F2
]
cx
Thoả mãn điều kiện bền uốn.
7- kiểm nghiệm độ bền quá tải.
+) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc:
σ
Hmax
= σ
H
.
bd
k
với k
qt
= k
bđ
=> σ
Hmax
= 439,15.
6,1
= 555,48 < [σ
H
]
max
= 1624 Mpa
+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48
σ
F1max

= σ
F1
.k
qt
= 82,6.1,6 = 132,16 < [σ
F1
]
max
= 498,8 Mpa
σ
F2max
= σ
F2
.k
qt
= 86,9.1,6 = 139,04 < [σ
F2
]
max
= 387 Mpa
Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải.
8- Lập bảng thông sô. (trang bên)
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 21 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
STT Thông số Kí hiệu Giá trị
1 Chiều dài côn ngoài R
e
183,037 mm
2 Chiều dài côn trung bình R
m

160,16 mm
3 hiều rộng vành răng b 45,759 mm
4 Môđun m
te
3 mm
5 Môđun vòng trung bình m
tm
2,625 mm
6 Đường kính chia ngoài d
e
d
e1
= 81 mm
d
e2
= 357 mm
7 Đường kính trung bình d
m
d
m1
= 70,875 mm
d
m2
= 312,375 mm
8 Góc côn chia ( lăn)
δ δ
1
= 12,783
o
δ

2
= 77,217
o
9 Chiều cao răng ngoài h
e
h
e
= 6,6 mm
10 Chiều cao đầu răng ngoài h
ae
h
ae1
= 4,2 mm
h
ae2
= 1,8 mm
11 Chiều cao chân răng ngoài h
fe
h
fe1
= 2,4 mm
h
fe2
= 4,8 mm
12 Đường kính đỉnh răng ngoài d
ae
d
ae1
= 89,192 mm
d

ae2
= 357,796 mm
13 Góc chân răng
θ
f
θ
f1
= 0,77
o
θ
f2
= 1,4834
o
14 Góc côn đỉnh
δ
a
δ
a1
= 14,266
o
δ
a2
= 77,987
o
15 Góc côn đáy
δ
f
δ
f1
= 13,013

o
δ
f2
= 75,734
o
III -THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM (Bánh răng trụ răng
nghiêng)
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 22 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
1- Chọn vật liệu.
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 ÷ 240
có σ
b3
= 750 MPa, σ
ch3
= 450 MPa
- Bánh lớn : Thép 45 thường hoá đạt độ răn: HB170 ÷ 217
có σ
b2
= 600 MPa, σ
ch4
= 340 Mpa
2 -Xác định ứng suất cho phép.
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Ta có : [σ
H
] =
HL
H
o

lim
k.
S
σ
H
với S
H
= 1,1

o
lim
σ
F
= 2HB + 70.
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB
3
= 190 , bánh răng lớn là HB
3
= 1700
=>
o
lim3
σ
H
= 2.190 + 70 = 510 Mpa

o
lim4
σ
H

= 2.170 + 70 = 410 Mpa
- k
HL
hệ số tuổi thọ k
HL
=
H
m
HE
HO
N
N

Với N
HO3
= 30.(H
HB3
)
2,4
= 30.190
2,4
= 1,68,83.10
6
N
HO4
= 30.(H
HB4
)
2,4
= 30.1700

2,4
= 6,67.10
6
- N
HE
= 60.c.n.t
Σ
- c = 1 , n=n
II
= 331,592 v/ph , n = n
III
= 104,167 v/ph. , t
Σ
= 13440 giờ.
Vậy N
HE3
= 30.1.331,592.13440 = 2,67.10
8
N
HE4
= 30.1.104,1671,592.13440 =8,4.10
7
Do đó ta thấy N
HE3
> N
HO43
Vậy chọn N
HE3
= N
HO3

N
HE4
> N
HO4
N
HE4
= N
HO4

=> k
HL
= 1
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 23 -
THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
Vậy [σ
H3
] =
09,094
1,1
.1450
k.
S
σ
HL
H
o
lim3H
==
Mpa

[σ
H4
] =
73,372
1,1
.1410
k.
S
σ
HL
H
o
lim4H
==
Mpa
Cấp chậm là bánh răng trụ nên [σ
H
]
sb
=([σ
H3
] + [σ
H4
])/2= 391,315 MPa
b) Ứng uốn cho phép:
Ta có [σ
H
] =
HLFC
F

o
Flim
k.k.
S
σ
với S
F
= 1,75 , k
FC
= 1
-
o
lim
σ
F
= 1,8HB .
=>
o
lim3
σ
H
= 1,8.190 = 342 Mpa

o
lim4
σ
H
= 1,8.220 = 306 Mpa
- k
FL

hệ số tuổi thọ k
FL
=
F
F
F
m
E
O
N
N

- N
FO
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn với mọi loại thép ta
đều có N
FO
= 4.10
6
.
- Lại có N
FE
= N
HO
=> N
FE3
= N
HO3
=2,67.10
8

> N
FO
N
HE2
> N
HO2
N
FE4
= N
HO4
= 8,4.10
7
> N
FO
=> k
FL
= 1
Vậy [σ
F3
] =
43,195
1,75
.1.1342
k.k.
S
σ
HLFC
F
o
lim3F

==
Mpa
[σ
H4
] =
86,174
1,75
.1.1306
k.k.
S
σ
HLFC
F
o
lim4F
==
Mpa
c) Ứng suất quá tải.
+) ứng suất tiếp xúc khi quá tải. [σ
H
]
max
= 2,6σ
ch
vậy ta có [σ
H3
]
max
= 2,8.450 = 1260 MPa
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 24 -

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN BỘ MÔN : CƠ SƠ THIẾT KẾ MÁY
[σ
H4
]
max
= 2,8.340 = 952 MPa
+) ứng suất uốn khi quá tải. [σ
F
]
max
= 0,86σ
ch

vậy ta có [σ
F3
]
max
= 0,86.450 = 387 MPa
[σ
F4
]
max
= 0,86.340 = 292,4 Mpa
3 - Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
a) Xác định khoảng cách trục:
Ta có công thức : a
w
= k
a
.(u + 1).

3
ba
2
sbH
Hβ2
ψ.u.][σ
k.T
trong đó:
- k
a
: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng va loại răng. Với cặp bánh răng
nghiêng làm bằng thép tra bảng 6-5 (I) => k
a
= 43 Mpa
1/3
- T
2
: Mômen xoắn trên trục chủ động T
2
= 296644,672 Nmm
- [σ
H
]
sb
= 391,315 Mpa
- ψ
ba
= b
w
/a

w
Hệ số chiều rộng tra bảng 6-6 (I) ta có ψ
ba
= 0,4
- u Là TST u = u
II
= 3,183
- k
H
β
: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính ψ
bd
ψ
bd
= 0,5. ψ
ba
/(u + 1) = 0,887
Tra bảng 6-7 (I) bộ truyền ứng với sơ đồ 5 và HB < 350 nên
= > k
H
β
= 1,06 và k
F
β
= 1,16
vậy a
w
= 43.(3,183 + 1).
94,210
4,0.183,3.315,391

06,1.672,296644
3
2
=
mm
Chọn a
w
= 210 mm
4- Xác định thông số ăn khớp.
Svtk: Vò viÕt trêng K39MG trang - 25 -