ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY BÁNH RĂNG TRỤC VÍT

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI
PHÂN HIỆU TẠI THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MƠN THIẾT KẾ MÁY

THUYẾT MINH
MÔN HỌC ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trục vít

GVHD:

: T.S Nguyễn Hữu Chí

SVTH

: Nguyễn Hồng Sơn

MSSV

: 5851048057

Lớp

: Cơ khí ơ tơ – K58

Tp. Hồ Chí Minh, 1/2020


TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI
PHÂN HIỆU TẠI THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ

BỘ MƠN THIẾT KẾ MÁY

BẢN THUYẾT MINH
MÔN HỌC ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP BÁNH RĂNG TRỤC VÍT

GVHD:

: T.S Nguyễn Hữu Chí

SVTH

: Nguyễn Hồng Sơn

MSSV

: 5851048057

Lớp

: Cơ khí ơ tơ – K58

Tp. Hồ Chí Minh,1/2020


Họ tên SV: Nguyễn Hồng Sơn

Lớp: Cơ khí ơ tơ – K58

Ngày giao đề: 19-8-2019

Ngày nộp bài: 30-11-2019
GV hướng dẫn: Nguyễn Hữu Chí

Phương án số 10:
+ Lực vịng trên băng tải: F =450(kg) = 4500(N)
+ Vận tốc băng tải: V= 0,32(m/s)
+ Đường kính trong: D= 300 (mm)
+ Chiều rộng băng tải: B=300
+ Thời gian phục vụ: 4 (năm)
+ Sai số vận tốc cho phép: 4 (%)


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

………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………….

Thành phố Hồ Chí Minh, ngày … tháng … năm 2020

GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN


LỜI NĨI ĐẦU
Trong nền kinh tế hiện nay ngành cơng nghiệp phát triền mạnh. Cơng nghiệp hóa hiện
đại hóa nền kinh tế. Trong đó ngành cơ khí được xem là ngành chủ lực của nền công nghiệp.
Đối với sinh ngành cơ khí sau khi ra trường được trang bị đầy đủ kiến thức để góp phần
vào xây dựng nền kinh tế nước nhà ngày càng phát triển mạnh. Nhất là ngành cơng nghiệp,
trong xu thế cơng nghiệp hóa hiện đại hóa như hiện nay.
Đối với em là sinh viên khoa cơ khí trường Đại Học Giao Thơng Vận Tải. Đã và đang
học tập tại trường. Được sự tận tình chỉ bảo của các thầy cô giáo trong khoa, cung cấp cho
em nhiều kiến thức để khi ra trường có thể áp dụng vào cơng việc thực tiễn góp một phần
vào sự phát triển của nền công nghiệp nước ta.
Trong quá trình học tập tại trường, em được nghiên cứu nhiều mơn học, từ lý thuyết đến
thực hành. Trong đó có môn ‘Đồ Án Chi Tiết Máy’. Là một môn quan trọng của ngành cơ
khí mà mỗi sinh viên cơ khí ai cũng phải làm.
Đối với riêng cá nhân em, khi nhận được đề tài đồ án chi tiết máy:
“Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng - trục vít”. Cịn gặp rất nhiều khó khăn bước đầu
nhưng được sự tận tình chỉ bảo của các thầy cô trong khoa, giúp em tự tin hơn để hoàn
thành đồ án một cách tốt nhất. Trong đó có Thầy Nguyễn Hữu Chí là giáo viên hướng dẫn
cho em làm đồ án chi tiết máy. Được sự hướng dẫn tận tình của cơ đã giúp em có được vốn
kiến thức để hồn thành đồ án một cách tốt nhât.
Qua thời gian làm việc cùng thầy Nguyễn Hữu Chí em thấy kiến thức chuyên ngành cơ

khí của mình được cải thiện lên rất nhiều.
Tuy nhiên đây là lần đầu được tính tốn thiết kế nên vẫn cịn những điểm thiếu sót, em
mong được sự giúp đỡ và góp ý của các thầy cơ để kiến thức của em được cải thiện tốt hơn.
Em xin chân thành cảm ơn sự tận tình giúp đỡ của thầy Nguyễn Hữu Chí để em được
hồn thành tốt mơn học này.
Nguyễn Hoàng Sơn


MỤC LỤC
PHẦN 1: TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ............................. 6
1.1. Tính chọn động cơ điện: ................................................................................ 6
1.2. Phân phối tỉ số truyền .................................................................................... 7
1.3. Tính tốn các thông số trên các trục .............................................................. 8
PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG ....................................... 10
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG (CẤP NHANH)........................ 10
2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT (CẤP CHẬM) ............................... 21
PHẦN 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI ...................................................... 28
3.1. Tính chọn khớp nối ...................................................................................... 28
3.2. Thiết kế trục ................................................................................................. 29
3.3. Kiểm nghiệm trục và tính chọn then ........................................................... 43
3.4. Tính chọn ổ lăn ............................................................................................ 47
PHẦN 4: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ............................................ 55
4.1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp ............................................................. 55
4.2. Kết cấu các bộ phận và một số chi tiết khác: .............................................. 57
PHẦN 5: TÍNH DUNG SAI KÍCH THƯỚC........................................................... 61
5.1. Bảng dung sai lắp ghép. ............................................................................... 61
5.2. Tính dung sai trục ........................................................................................ 62
5.3. Tính dung sai bánh răng .............................................................................. 64
PHẦN 6: TÀI LIỆU THAM KHẢO ........................................................................ 66

Phần 1: Tính tốn động học hệ dẫn động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

PHẦN 1: TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1. Tính chọn động cơ điện:
1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ
Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ một chiều và động cơ xoay chiều. Để thuận
tiện, phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay chiều. Trong các loại động
cơ xoay chiều ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rotơ giảm sốc (ngắn mạch). Với
những ưu điểm: Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc
trực tiếp vào lưới điện ba pha khơng cần biến đổi dịng điện.
1.1.2. Chọn công suất động cơ:
- Hiệu suất chung:   kn .br .d .ol .ntv
Tra bảng 2.3 trang 19 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1). Ta có:
 Hiệu suất bộ truyền bánh răng: br  0,98
 Hiệu suất 4 cặp ổ lăng: ol  0,991
 Hiệu suất bộ truyền trục vít: ntv  0,8
 Hiệu suất nối trục:  kn  1
Vậy hiệu suất chung được tính:    kn .br .ol4 .ntv  1.0,98.0,9914.0,8  0,76
- Với các hệ thống dẫn động băng tải, xích tải thường biết trước lực kéo và vận tốc băng
tải nên cơng suất làm việc được tính theo cơng thức:

Pt  Plv 

F .v
4500.0,32

 1, 44  kW 

10000
10000

- Do tải trọng của bộ truyền thay đổi nên ta phải tính tải trọng tương đương:
Ptd 

P12t1  P22t2

t1  t2

P12t1   0,7 P1  t2
1, 44 2.5   0,7.1, 44  .3

 1, 29  kW 
t1  t2
53
2

2

- Cơng suất cần thiết tính trên trục động cơ:

SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

Trang 6


Phần 1: Tính tốn động học hệ dẫn động cơ khí

Pct 

Ptd





GVHD: Nguyễn Hữu Chí

1,29
 1,7  kW 
0,76

- Ta có Pct nên ta cần chọn động cơ có cơng suất thõa điều kiện:

Pdc  Pct
- Xác định sơ bộ số vịng quay của trục cơng tác:

v

 Dn
60000

 nlv 

60000.v 60000.0,32

 20,37  v ph 
D
300

1.2. Phân phối tỉ số truyền
- Hệ truyền động cơ khí có khớp nối và hộp giảm tốc 2 cấp trục vít – bánh răng.
Tra bảng 2.4 trang 21 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1):
 Tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp trục vít – bánh răng: uh  69
 Tỉ số truyền khớp nối: ukn  1
Ta có: uc  ut  ukn .uh  1.69  69
- Số vòng quay sơ bộ động cơ: uc 

nsb
 nsb  uc .nlv  69.20,37  1405,53  v ph 
nlv

1.2.1. Chọn động cơ thực tế
- Điều kiện chọn động cơ phải thõa mãn:
- Mômen mở máy thõa điều kiện:

nP  Pn 1,71405,53
dc

ct

dc

sb

Tmm
T
 1, 4  k ’
T

Tdn

Tra bảng phụ lục 1.2 trang 235 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1):
Ta chọn động cơ điện DK:
Kiểu

Công suất

Vận tốc

động cơ

kW

quay

DK 41-4

1,7

1420

SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

cos 

Tmm
T

Tk

Tdn

0,82

2

1,8

Trang 7


Phần 1: Tính tốn động học hệ dẫn động cơ khí

Tính chính xác tỉ số truyền: uc 
-

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

ndc 1420

 69,7  uh
nlv 20,37

Chọn tỉ số truyền của bánh răng trụ 1 cấp u   3  5 

Tra bảng 3.1 trang 43 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1):
Ta chọn tỷ số truyền của cặp bánh răng chính xác là: ubr  3,83
Vậy tỉ số truyền của bánh vít trục vít là: uh  ubr .utv  utv 

uh 69,7


 18, 2
ubr 3,83

1.2.2. Kiểm tra sai số về tỉ số truyền
- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền: ut  uh  ubr .utv  3,83.18,2  69,706
u 

u1  u 2
69  69, 706

.100%  1%  5%
u2
69

 Thỏa điều kiện về sai số cho phép

1.3. Tính tốn các thơng số trên các trục
1.3.1. Tính cơng suất trên các trục
 Công suất trên trục I: PI  Pdc  1,7  kW 
 Công suất trên trục II: PII  PI .br .ol  1,7.0,98.0,991  1,65  kW 
2
 Công suất trên trục III: PIII  PII .tv .ol  1,65.0,8.0,991.0,991  1,29  kW 

1.3.2. Tính số vòng quay trên các trục
 Tốc độ quay của trục I: nI  ndc  1420  v ph 
 Tốc độ quay của trục II: nII 

nI 1420


 370, 76  v ph 
ubr 3,83

 Tốc độ quay của trục III: nIII 

nII 370,76

 20,37  v ph 
utv
18, 2

 Tốc độ quay của trục công tác: nct  nIII  20,37  v ph 

SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

Trang 8


Phần 1: Tính tốn động học hệ dẫn động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

1.3.3. Tính mơmen xoắn trên các trục
 Trên trục I: TI  9,55.106

PI
1,7
 9,55.106
 11433,1 Nmm 
nI

1420

 Trên trục II: TII  9,55.106

PII
1,65
 9,55.106
 42500,54  Nmm 
nII
370,76

 Trên trục III: TIII  9,55.106

PIII
1, 29
 9,55.106
 604786, 45  Nmm 
nIII
20,37

1.3.4. Bảng kết quả:
Trục

Động cơ

Thông số

1
1,7

Công suất P, kw

1420

Số vịng quay n, v/ph

1420
11433,1

Mơmen xoắn T, Nmm

3

1, 65

1, 29

3, 83

1

Tỷ số truyền u

2

18, 2

1

370, 76

20,37

42500, 54

604786, 45

Bảng 1.1- Thơng số khi động cơ làm việc

SVTH: Nguyễn Hồng Sơn

Trang 9


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG (CẤP NHANH)
2.1.1. Chọn vật liệu
- Vì cơng suất trên bánh dẫn P  1,7  kW  khơng q lớn. Bộ truyền khơng có yêu cầu
gì đặc biệt. Vậy theo quan điểm thống nhất hóa và dựa vào bảng 6.1 trang 92 (sách tính
tốn thiết kế cơ khí - tập 1) ta chọn:
 Bánh răng nhỏ làm thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB   241  285  ,

b1  850MPa , ch1  580MPa
 Bánh răng lớn cũng làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB  192  240  ,

b2  750MPa , ch2  450MPa

- Thõa mãn điều kiện H1  H 2  10  15  HB
2.1.2. Tính các ứng suất cho phép
2.1.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

  H0 lim 
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:  H   
 Z R Z v K xH K HL
S
 H 
 0 
- Ứng suất uốn cho phép:  F    F lim  YRYs K xF K FC K FL
 SF 
- Trong bước tính thiết kế ta chọn sơ bộ lấy ZR Zv KxH  1 và YRYs KxF  1
- Bộ truyền quay 1 chiều nên KFC  1
Do đó các cơng thức trở thành:

 H  

 H0 lim

 F  

 F0 lim

SH

SF

SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

K HL

(1.1)

K FL (1.2)

Trang 10


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

 Với  H0 lim ,  F0 lim lần lượt là ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ
cơ sở.
Tra bảng 6.2 trang 94 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1):

 H0 lim  2 HB  70 , S H  1,1 và  F0 lim  1,8HB, S F  1,75 (2)
 Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1  245
 Ta chọn độ rắn bánh lớn HB2  230
Thay vào công thức (2) ta được:
0
  H lim1  2HB1  70  2.245  70  560  MPa 
0
  H lim2  2HB2  70  2.230  70  530  MPa 
0
  Flim1  1,8HB1  1,8.245  441  MPa 
0
  Flim 2  1,8HB2  1,8.230  414  MPa 



KHL , KFL là hệ số tuổi thọ được xác định bởi công thức:
K HL 

6

N HO
và K FL 
N HE

6

N FO
N FE

(3)

Với NHO , NFO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:


N FO  4.106



N HO1  30 HB12,4  30.2452,4  1,63.107



N HO 2  30 HB22,4  30.2302,4  1, 4.107

NHE , NFE

là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền làm việc với tải

trọng thay đổi nhiều bậc nên được tính theo công thức:
3

N HE

 T 
 60c   i  ni ti
 Tmax 

SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

6

và N FE

 T 
 60c   i  ni ti
 Tmax 
Trang 11


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

Trong đó:
c số lần ăn khớp trong một vịng quay nên c=1

ti  4.300.2.4  9600 tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét (4
năm, 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ)

ni  1420 là số vịng quay
Ti là mơmen xoắn
Vậy ta được:
 13.5 0,7 3.3 
7
 60.1

1420  4.2.4.300   61,64.10 chu kỳ
53 53 



N HE1



N HE 2 



 16.5 0, 7 6.3 
7
N FE  60.1


1420  4.2.4.300   54, 73.10
53 53 

N HE1 61, 64.10 7

 16,1.10 7 chu kỳ
u1
3,83

Vì : N HE1  61,64.107  N HO1  1,63.107  K HL1  1

N HE 2  16,1.107  N HO 2  1, 4.107  K HL 2  1
N FE  54,73.107  N FO  4.106  K FL  1
Theo (1.1) và (1.2) nên ta được:

 H 1  

 H0 lim1

 H 2  

 H0 lim 2

 F 1  

 F0 lim1

SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

SH

SH

SF

K HL1 

560
.1  509, 09 MPa
1,1

K HL 2 

530
.1  481,82MPa
1,1

K FL 

441
.1  252 MPa
1, 75
Trang 12


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

 F 2  

 F0 lim 2

SF

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

K FL 

414
.1  236,57 MPa
1,75

- Do đây là bánh răng trụ răng thẳng nên:

 H   min  H 1 ; H 2   min  509, 09 ; 481,82   481,82 MPa
2.1.2.2. Ứng suất quá tải cho phép


 H max  2,8. ch 2  2,8.450  1260  MPa 



 F1 max  0,8. ch1  0,8.580  464  MPa 



 F 2 max  0,8. ch 2  0,8.450  360  MPa 

2.1.3. Truyền động bánh răng trụ
2.1.3.1. Xác định các thông số của bộ truyền
- Tính khoảng cách trục: aw  k a  u  1 3

T1 K H 

 H 

2

u ba

(4)



ka  49,5 - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng trụ răng thẳng



T1  11433,1 Nmm  - momen xoắn trên trục bánh chủ động



 H   481,82 MPa  - ứng suất tiếp xúc cho phép



u  3,83 - tỉ số truyền

  ba  0,3 - các hệ số. Tra bảng 6.6 trang 97 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)
  bd  0,53 ba  u  1  0,53.0,3  3,83  1  0, 768

 Tra nội suy từ bảng 6.7 trang 98 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)

K H   1,0284 - sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6
Thay vào công thức trên ta được: aw  49,5  3,83  1 3

11433,1.1, 0284

 481,82 

2

.3,83.0,3

 84, 46  mm 

Vậy ta chọn aw  90  mm  .
SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

Trang 13


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

2.1.3.2. Xác định các thơng số ăn khớp
a. Xác định môđun: m   0,01  0,02  aw   0,01  0, 02  .90  0,9...1,8
Tra bảng 6.8 trang 99 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1) chọn m  1,5
b. Xác định số răng và góc nghiêng của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
Ta có góc nghiêng   0  z1 
Chọn z1  24 (răng)

2 aw
2.90

 24,84
m  u  1 1,5  3,83  1

Mà z2  uz1  3,83.24  91,92

Chọn z2  92 (răng)
Tỉ số truyền thực tế: ut 

z2 92

 3,83
z1 24

Sai lệch tỉ số truyền u 

u  u1
3,83  3,83

.100%  0%  2% thõa mãn
u
3,83

Tổng số răng: zt  z1  z2  24  92  116 (răng)
c. Hệ số dịch chỉnh:
Do z1  24  21 Tra bảng 6.9 trang 100 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)
Ta chọn: x1  x2  0  xt  x1  x2  0

Tính lại khoảng cách trục: aw 

mzt 1,5.116

 87 mm
2
2

d. Các kích thước của bánh răng
Các đường kính vịng chia
d1  d w1 

2 aw
2.87

 36, 02  mm 
 u  1  3,83  1

d 2  d w2  d w1u  36,02.3,83  137,96  mm 
SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

Trang 14


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

Chiều rộng vành răng bw  aw ba  87.0,3  26,1 mm  chọn bw  27 mm
2.1.3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Yêu cầu phải đảm bảo điều kiện:  H   H   481,82MPa
Do  H  Z M Z H Z .

2T1K H  u  1
  H 
bw ud w2 l

- ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
Tra bảng 6.5 trang 96 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1) ta chọn Z M  274
- Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

x1  x2
0

0
zt
116

Tra bảng 6.12 trang 106 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)  Z H  1,76
-  a : Hệ số trùng khớp ngang được tính theo công thức gần đúng:


 1 1 
   cos 
 z1 z 2  

 a  1,88  3, 2 


1 

 1
Mà   0 và z1  24, z2  92   a  1,88  3, 2     1,712
 24 92 
-  b : Hệ số trùng khớp dọc. Do   0   b  0
- Z  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Do  b  0  Z 

4  a
4  1,712

 0,873
3
3

- bw  27  mm  : Chiều rộng vành răng.
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K H  K H  K Hv K H
Với:

K H  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng  bd  0,768
Tra nội suy từ bảng 6.7 trang 98 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)  K H   1,0284

SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

Trang 15


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

KH : Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,
đây là bộ truyền bánh răng thẳng nên KH  1
Đường kính lăn: d1  d w1  36, 02  mm  , d 2  d w2  137, 96  mm 
Số vòng quay của bánh chủ động n1  1420  v ph 
Vận tốc vòng: v 

 d w1n1
60000



1420.36,02
 2,68  m s  tra bảng 6.13 trang 106 (sách
60000

tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1) với bánh răng trụ răng thẳng nên CCX 8

KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K Hv  1 
Trong đó: vH   H gov

vH bw d w1
2T1 K H  K Ha

aw
u

 H  0,006 Tra bảng 6.15 trang 107 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)
go  56 Tra bảng 6.16 trang 107 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)
Vậy  vH  0,006.56.2,68

87
 4,29  m s   vH max
3,83

T1  11433,1 Nmm  : Mômen xoắn trên bánh chủ động

Ta được: K Hv  1 

4,29.27.36,02
 1,17
2.11433,1.1,0284.1

Vậy hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H  K H  K Hv K H  1,0284.1,17.1  1,2
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:  H 

H 

Z M Z H Z  2T1K H  u  1
.
d w1
bw u

274.1,76.0,873 2.11433,1.1, 2  3,83  1
.
 423MPa
36,02
27.3,83

 H   H   481,82MPa
- Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo cơng thức 6.1 trang 91 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1) ta có:

 H  '   H  ZR Zv KxH KHL
SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

Trang 16


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

Với: + Cấp chính xác 8, Ra   2,5...1,5   m , ZR  0,95
+ Zv hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v  2,68  m s 
Do HB  350  Z v  0,85v 0,1  0,85.2, 680,1  0,938
+ K xH hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Đường kính đỉnh răng:

da1  d1  2m 1  x1   36,02  2.1,5  39,02mm


da 2  d 2  2m 1  x2   137,96  2.1,5  141mm

 da1  da 2  700mm  K xH  1
Theo công thức ta được:  H  '   H  Z R Zv KxH  481,82.0,938.0,95.1  429,35MPa
Vậy  H  423MPa   H  '  429,35MPa  Điều kiện về độ bền tiếp xúc thõa mãn.
2.1.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
 Bánh răng 1:
- Để thõa mãn về độ bền uốn thì:  F 1 

2T1 K F Y Y YF 1
bw d w1m

  F 1 

Trong đó:


T1 Mơ men xoắn trên bánh chủ động T1  11433,1Nmm



bw Chiều rộng vành răng bw  27mm



dw1 Đường kính vịng lăn của bánh chủ động dw1  36,02mm



m Mô đun pháp m  1,5mm



Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y 



Y Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Bánh răng trụ răng thẳng Y  1



YF 1 Hệ số dạng bánh răng 1 zv1 



K F Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F  K F  K Fa K Fv

SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

1

a



1
 0,584
1, 712

z1
 24 Tra bảng 6.18 ta chọn YF1  3,93
cos 

Trang 17


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động



GVHD: Nguyễn Hữu Chí

K F  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn, Tra nội suy từ bảng 6.7 trang 98 (sách tính tốn thiết kế cơ khí
- tập 1) với  bd  0,768 ta được K F   1,0668



K Fa Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn, bánh răng trụ răng thẳng K Fa  1



K Fv Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:
K Fv  1 

Với:

a
vF bw d w1
với vF   F g o v w
u
2T1 K F  K Fa

 F  0,016 Tra bảng 6.15 trang 107 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)
go  56 Tra bảng 6.16 trang 107 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)
 vF  0,016.56.2,68

 K Fv  1 

87
 11, 44  m s   vF max
3,83

11,44.27.36,02
 1,456
2.11433,1.1,0668.1

Vậy  KF  1,0668.1.1,456  1,553
Ứng suất uốn là:  F1 

2.11433,1.1,553.0,584.1.3,39
 48, 2MPa   F1 
27.36,02.1,5

- Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:  F 1    F 1 .YRYs K xF
'



YR Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng, thông thường YR  1



Ys Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
Ys  1, 08  0,0695ln  m   1, 052



KxF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Do da1  da 2  400mm  K xF  1

SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

Trang 18


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

Mà:  F1   252MPa   F1  '  252.1.1,052.1  265,1MPa
Vậy nên  F1  48,2MPa   F1  '  265,1MPa
Điều kiện về độ bền uốn trên bánh răng 1 được thõa mãn
 Bánh răng 2:
- Để thõa mãn về độ bền uốn thì:  F 2 

YF 1 Hệ số dạng bánh răng 1 zv1 

 F 1YF 2
YF 1

  F 2

z1
 24 . Tra nội suy từ bảng 6.18 trang 109 (sách
cos 

tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)  YF1  3,39

YF 2 Hệ số dạng bánh răng 2 zv 2 

z2
 92 Tra nội suy từ bảng 6.18 trang 109 (sách
cos 

tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)  YF 2  3,6065

 F 1 ứng suất uốn của bánh răng 1  F1  48,2MPa
Suy ra:  F 2 

48,2.3,6065
 51,28MPa   F 2   236,57MPa
3,39

- Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:  F 2  '   F 2 YRYs K xF
Mà  F 2   236,57MPa   F 2  '  236,57.1.1,052.1  248,87MPa
Vậy nên  F 2  51,28MPa   F 2  '  248,87MPa
Điều kiện về độ bền uốn trên bánh răng 2 được thõa mãn
2.1.4. Kiểm nghiệm răng về quá tải
- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt:

 H max   H K qt   H max trong đó: K qt 

Tmax
 1, 4
T

Ta có:  H  423MPa   H max  423 1, 4  500,5MPa   H max  1260 MPa

- Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng
SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

Trang 19


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

Với  F 1 max  464  MPa  và  F 2 max  360  MPa 

 F1max   F1K qt  48, 2.1, 4  67, 48MPa   F1 max  464MPa
 F 2 max   F 2 Kqt  51, 28.1, 4  71,8MPa   F 2 max  360 MPa
2.1.5. Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng
Thông số

Kết quả

1. Khoảng cách trục.

aW  87mm

2. Môđun

m  1,5

3. Chiều rộng vành răng

b1  28mm

4. Tỉ số truyền

u  3,83

5. Góc nghiêng của răng

 0

6. Số răng bánh răng

z1  24

z2  92

7. Hệ số dịch chỉnh

x1  0

x2  0

8. Đường kính chia

d1  36mm

d2  138mm

9. Đường kính đáy răng

d f 1  32, 25mm

d f 2  134,25mm

10. Đường kính đỉnh răng

da1  39mm

da 2  141mm

11. Đường kính vịng lăn

d w1  36mm

dw2  138mm

SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

b2  27mm

Trang 20


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT (CẤP CHẬM)
2.2.1. Chọn vật liệu
Để thuận tiện trong thiết kế, ta có thể dựa vào trị số của vận tốc trượt được tính theo
cơng thức gần đúng sau đây để chọn vật liệu bánh vít:

vs  4,5.105.n1. 3 T2  4,5.105.370,76. 3 604786, 45  1,41 m s 


n1 là số vòng quay của trục vít  v ph 



T2 là mơ men xoắn trên trục bánh vít  Nmm 

Vì vs  1, 41 m s   2  m s  nên ta dùng gang để chế tạo bánh vít.
Tra bảng 7.1 trang 146 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1):
Ta chọn vật liệu bánh vít thuộc loại III: CH 15-32 có  b  150MPa,  bu  320MPa .
2.2.2. Xác định ứng suất cho phép
2.2.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép
Với vật liệu bánh vít thuộc loại III: CH 15-32 có  b  150MPa,  bu  320MPa
Tra nội suy từ bảng 7.2 trang 148 (sách tính tốn thiết kế cơ khí - tập 1)

  H   148MPa
2.2.2.2. Ứng suất uốn cho phép
Vì bánh vít làm bằng gang với bộ truyền quay 1 chiều nên ứng suất uốn được xác định
như sau:  F   0,12 bu  0,12.320  38,4MPa
2.2.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải
 H max  1,5  H   1,5.147,7  221,55MPa

Với bánh vít bằng gang: 
 F max  0, 6 b  0,6.150  90 MPa

2.2.3. Tính tốn truyền động trục vít về độ bền
2.2.3.1. TÍnh tốn các thơng số cơ bản của bộ truyền

2

 170  T2 K H
a. Khoảng cách trục: aw   z2  q  3 

 z2  H   q
SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

Trang 21


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động



GVHD: Nguyễn Hữu Chí

z2 số răng bánh vít, với 28  z2  80
Chọn z1  2  z2  utv z1  18, 2.2  36,4 . Chọn z2  36 răng
Thõa điều kiện: 28  z2  36  80
Tỉ số truyền thực: ut 



q

z2 36

 18
z1 2

hệ số đường kính trục vít.

Chọn sơ bộ: q  0,28z2  0,28.36  10,08 Tra bảng 7.3 trang 150 (sách tính tốn
thiết kế cơ khí - tập 1) chọn q  10
 T2 mơmen xoắn trên trục bánh vít:


 T2  T1tv . ol2 .u  42500,54.0,8.0,9912.18  599828,82 Nmm



KH hệ số tải trọng. Chọn sơ bộ KH  1,2



 H  Ứng suất tiếp xúc cho phép  H   147,7MPa

Vậy khoảng cách truc: aw   36  10 

2

3

 170  599828,82.1, 2
 192,75mm
 36.147,7 
10



Chọn aw  195mm
b. Tính Mơđun: m 

2 aw
2.195

 8, 478 Theo bảng 7.3 trang 150 (sách tính tốn
z2  q 36  10

thiết kế cơ khí - tập 1) chọn mơđun tiêu chuẩn m  8
Do đó: aw 

m
8
 q  z2   10  36   184mm . Lấy aw  185mm
2
2

a
c. Hệ số dịch chuyển: x   w
m

185

 0,5 10  36   0,125
  0,5  q  z2  
8


Vậy  0, 7  x  0,125  0, 7 thõa mãn điều kiện

SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

Trang 22


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

2.2.3.2. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít cua bộ truyền được thiết kế phải
thoả mãn điều kiện sau:
3

170  z2  q  T2 K H
H 
  H 


z 2  aw  q
Trong đó:


KH hệ số tải trọng: K H  K H K Hv
B

3



KH

T 
z  
 1   2  1  2 m 
    T2 max 

 Với z1  2, q  10 Tra bảng 7.5 trang 153    86
3

T2 m
T
t
1.5 0,7.3
 36 
  2i . i 

 0,89  K H   1    1  0,89   1
T2 max
T2 max  ti
8
8
 86 




KHv hệ số tải trọng động

 Với vs 

 d w1n1

60000cos  w



 82.370,76
60000cos11,04o

 1,622  m s  Tra bảng 7.6 trang 153

chọn cấp chính xác là 8 (Cách gia cơng: Trục vít có độ rắn HB<350, khơng mài.
Bánh vít được cắt bằng phương pháp bất kỳ)
Trong đó: d w1   q  2 x  m  8 10  2.0,125   82 mm



z1 
2


 11,04o
  arctan 

 10  2.0,125 
 q  2x 

 w  arctan 

n1  370, 76  v p  số vịng quay của trục vít

 Với cấp chính xác 8 và vs  1, 622  m s  tra nội suy từ bảng 7.7 trang 153

 KHv  1,1
Vậy K H  K H B K Hv  1.1,1  1,1


z2  36 số răng bánh vít

SVTH: Nguyễn Hồng Sơn

Trang 23


Phần 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

GVHD: Nguyễn Hữu Chí

 Tính mơmen xoắn trục bánh vít theo tv
 Với vs  1, 622  m s  tra nội suy từ bảng 7.4 trang 152 ta được   4, 431o
 Tính chính xác hiệu suất của bộ truyền trục vít:

tan  w
tan11,04o
 tv  0,95
 0,95
 0,67

tan   w   
tan  4, 431o  11,04o 
 Tỉ số truyền thực tế: u 

z2 36

 18
z1
2

 T2  T1 tv . ol2 .u  42500,54.0,67.0,9912.18  502356,64 Nmm

Vậy ứng suất tiếp xúc:
3

H

170  36  10  502356, 64.1,1

 137, 6 MPa   H   148 MPa


36  185 
10

Thõa mãn điều kiện bền
2.2.3.3. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất sinh ra tại chân răng bánh vít
khơng được vượt quá giá trị cho phép:

F 

1, 4T2YF K F
  F 
b2 d 2 mn

Trong đó:





Mơđun pháp của răng bánh vít: mn  m cos   8cos 11,04o  7,852mm
Hệ số tải trọng:

K F  K H  1,3

Đường kính vịng chia bánh vít: d2  mz2  8.36  288mm
Đường kính vịng đỉnh:

d a1  m  q  2   8 10  2   96 mm

Chiều rộng vành răng bánh vít: b2  0,75da1
SVTH: Nguyễn Hoàng Sơn

Trang 24