Tài liệu DO an chi tiet may ppt

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
MỤC LỤC
Bản thuyêt minh đồ án gồm những phần chính sau:
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng:
1.Bánh răng trụ thẳng
2.Bánh răng trụ răng nghiêng.
Phần III: Tính toán thiết kế chọn ổ.
Phần IV: Tính toán thiết kế trục.
Phần V: Tính toán thiết kế HGT và các tiết máy khác.
Phần VI: Thiết kế hệ thống bôi trơn.
Phần VII: Dung sai và lắp ghép.
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
NHẬN XÉT
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………

…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………….………
HƯNG YÊN, ngày…tháng…năm

Em xin chân thành cám ơn!
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
A. Chọn động cơ.
Với yêu cầu ,đặc tính làm việc của hệ thống ,ta chọn động cơ điện xoay
chiều không đồng bộ 3 pha có roto ngắn mạch (do nó có kết cấu đơn giản ,giá
thành hạ ,dễ bảo quản ,độ tin cậy làm việc cao ,có thể mắc trực tiếp với dòng điện
3 pha mà không cần qua bộ biết đổi hay chỉnh lưu dòng điện.Ngoài ra động cơ có
hiệu suất ,công suất làm việc phù hợp…). Ta chọn động cơ dựa vào 3 tiêu chí
sau:
1. Giá thành rẻ.
2. Kích thước nhỏ gọn.
3. Thỏa mãn các yêu cầu làm việc của hệ thống.
I.1 - Tính chọn công suất của động cơ điện
1. Yêu cầu
Công suất định mức của động cơ phải lớn hơn hoặc ít nhất là bằng công suất
làm việc:
Biểu thức:
( )
KW
P
P

lv
đc
η
≥
Trong đó:
- P
đc
: Công suất động cơ.
- P
lv
: Công suất làm việc.
-
η
: Hiệu suất hệ thống.
• Điều kiện về mômen.

qt
TT ≥
max

Khi động cơ quá tải thì nhiệt phát ra vẫn không quá nhiệt độ cho phép để
đảm bảo động cơ vẫn làm việc ổ định
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Kích thước nhỏ gọn và giá thành rẻ.
2. Công suất cần thiết:
- Gọi P
t

là công suất tính toán trên trục máy công tác
( )
KW
Ta có:
( )
KW
VP
P
t
1000
.
=

P: lực v òng tr ên băng tải, P =190(Kg)
V:vận tốc băng tải,V=1,3 (m/s)
⇒

( )
KWP
t
47,2
1000
3,1.10.190
==
- Công suất tính toán:
+ Áp dụng công thức:
P
1
= P
t

= 2,47(Kw)
P
2
= 0,5.P
1
= 2,47.0,5 =1,24 (Kw)
+ Do tải trọng thay đổi nên ta chọn công suất của động cơ theo công suất tương
đương.
P
lv
= P
t

đ
+ Công suất tương đương: ADCT 2.13 (trang 20)
P
t

đ
=[ (P
1
2
.t
1
+P
2
2
.t
2
)/(t

1
+t
2
)]
1/2
=[ (2,47
2
.0,5t +1,24
2
.0,5t)/t]
1/2
= 1.95(K W)

⇒
Công suất cần thiết trên trục động cơ:

η
lv
P
Pct =
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Trong đó:
η: hiệu suất của hệ thống, theo sơ đồ thiết kế ta có:
η = η
2
kn
.η

2
br
.η
4
ol
Tra bảng (2.3)-[I]-T1 bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và các loại ổ.
Ta chọn được kết quả sau:
- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng :
br
η
= 0,98
- Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn :
ol
η
= 0,995
(vì ổ lăn được che kín)
- Hiệu suất của khớp nối :
kn
η
= 1

94,0995,0.98,0.1
422
==→
η

( )
KWP
ct
07.2

94,0
95,1
==→
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: P
ct
= 2,07
( )
KW
.
3. Số vòng quay trên trục của máy công tác
Ta c ó: n
lv
: số vòng quay của trục máy công tác
n
lv
=
D
V
.
.1000.60
π
trong đó:
D:đường kính tang quay, D = 450 (mm).
V:vận tốc dài của băng tải, V = 1,3 (m/s)
Thay số:
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
n

lv
=
( )
phv
D
V
/2,55
450.14,3
3,1.1000.60
.
.1000.60
==
π
4.Chọn tỷ số truyền và số vòng quay sơ bộ của động cơ.
+) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n
db
= 1500 (v/ph) như vậy tỉ số truyền
sơ bộ của hệ thống:
u
sb

2,27
2,55
1500
===
lv
db
n
n
Vậy số vong quay sơ bộ là 1500 (v/ph).

5.Chọn động cơ
+ Động cơ được chọn phải thõa mãn:




≈
≥
sbđb
ctđc
nn
PP
+ Đồng thời mô men mở máy thoả mãn điều kiện
dn
kmm
T
T
T
T
≤
`
Theo bảng [ P1.1] và [P1.4] ( trang 234-tr 239) chọn được loại động cơ có ký hiệu
sau: K112M4 có các thông số như sau:
K
i
ể
u

đ
ộ

C
ô
n
g
s
u
ấ
V
ò
n
g

q
u
η
C
dn
K
I
I
dn
K
T
T
K
h
ố
i
l
ư

ợ
φ
(
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
n
g

c
ơ
t
(
k
w
)
a
y
(
v
/
p
)
n
g

(
k
g

)
K
1
1
2
M
4


3
,
0


1
4
4
5

805

2


4
1

6. Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải cho động cơ
+ Ta có:
2=

dn
K
T
T
K
T
T
mm
== 5,1

⇒
K = 1,5 < 2
⇒
Thoả điều kiện mở máy.
+ Ta có động cơ làm việc với tải trọng thay đổi nên:
dc
mm
T
=9550.

dc
mm
P
/ n
dc
= 9550.3/1445 = 19,8 (N.m)
Tính mômen mở máy ,mômen lớn nhất ,mômen nhỏ nhất trên trục động cơ:
T
mm =
1,5.

dc
dm
T
= 1,5.19,8= 29,7 (N.m)
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
T
max
= 2,2.

dc
dm
T

= 2,2.19,8 = 39,6 (N.m)
T
min
= 0,5.

dc
dm
T

= 0,5.19,8 = 9,9 (N.m)
T
cp
= 0,81.T
max

=0,81.39,6 = 32,08 (N.m)
Mômen cản của động cơ :
T
cản
= 9550.P
t
/(n
dc
.η) = (9550.1,9) / (1445.0,94) = 16,87 (N.m)
Mômen quá tải cực đại của động cơ:
T
maxqt
= K
qt
.T
cản
= 1,5.T
cản
=1,5.16,87 = 25,31 (N.m)
Như vậy ta có:
- P
ct
= 2.02 (KW) <
dc
mm
P

= 3 (KW);
- T
cp =

32,08 (N.m) > T
maxqt =
25,31 (N.m)
- T
mm
= 29,7 (N.m) > T
cản
= 16,87(N.m)
⇒
Động cơ được chọn thoả mãn yêu cầu.
B. Phân phối tỷ số truyền
1.1 Xác định tỉ số truyền thự tế của hệ dẫn động:

lv
đc
ht
n
n
u
=
Trong đó:
đc
n
: Số vòng quay của động cơ,
đc
n
=1445 (v/p)
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

KHOA CƠ KHÍ
lv
n
: Số vòng quay của trục máy công tác,
lv
n
= 55,2 (v/p)
Thay số:
2.26
2,55
1445
===
lv
đc
ht
n
n
u
1.2 Xác định tỷ số truyền của bộ truyền hộp.
- Phân phối tỷ số truyền theo 3 chi ti êu: khối lượng nhỏ nhất, mômen quán tính thu
gọn nhỏ nhất và thể tích của bánh lớn nhúng trong dầu ít nhất.
u
ht
= u
h
.u
ngoài
Trong đó: u
ngoài
= 1

⇒
u
ht
= u
h
Mặt khác: u
1
= u
2
=
Trong đó: u
1
, u
2
lần lượt là tỷ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm.
2.1 Tính các thông số (công suất, mômen, số vòng quay) trên các trục.
2.1.1 Tính công suất của trục Ι , ΙΙ , ΙΙΙ :
Ta c ó: P
lv
= 2,47(K W)
CT trang 49-[5] TL1
+ Trục III:
48,2
995,0.1
47,2
.
0
===
ηη
knl

lv
III
P
p

)(KW
+ Trục II :
54,2
995,0.98,0
48,2
.
===
ηη
olbr
III
II
p
p
)(KW
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
+ Trục I :
55,2
995,0.1
54,2
.
===
olkn

II
I
P
p
ηη
)(KW
+ Trục động cơ :

56,2
995,0.1
55,2
.
===
olkn
I
P
ηη
)(KW
2.1.2 Tính số vòng quay trên các trục Ι , ΙΙ , ΙΙΙ .
+Trục I : n
I
= n
dc
= 1445 (v/ph)
+Trục II:
283
1,5
1445
1
===

u
n
n
I
II
(v/p)
+Trục III:
5,55
1,5
283
2
===
u
n
n
II
III
(v/p)
2.1.3 Tính mômen xoắn trên trục động cơ, trục Ι , ΙΙ , ΙΙΙ và trục công tác .

i
i
i
n
P
T
.10.55,9
6
=
(N.mm)

+Trục I:
16853
1445
55,2.10.55,9.10.55,9
66
===
I
I
I
n
P
T
(N.mm)
+Trục II:
85714
283
54,2.10.55,9.10.55,9
66
===
II
II
II
n
P
T
(N.mm)
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ

+Trục III:
429058
2,55
48,2.10.55,9
.10.55,9
6
6
===
III
III
III
n
P
T
(N.mm)
+Trục công tác:
427327
2,55
47,2.10.55,9
.10.55,9
6
6
===
lv
lv
ct
n
P
T
(N.mm)

`
Trục
Thông số
Động cơ

I

II

III
công tác
Công suất P,
(KW) 3 2,55 2,54 2,48 2,47
Tỷ số truyền u

1 5,1 5,1

1
Số vòng quay n,
(v/ph) 1445 1445 283 55.2 55.2
Mômenxoắn,
(Nmm) 19828 16853 85714 429058 427327
PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I. Tính chọn chung vật liệu cho hai cấp.
1. Chọn vật liệu:
Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc
là: Chọn vật liệu cho răng không bị gãy do quá tải đột ngột dưới tác dụng của tải
trọng va đạp,răng không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đổi gây ra. Dựa
vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền ta thấy rằng bộ truyền
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn

Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
không phải làm dưới tải trọng lớn và cũng không có điều kiện gì đặc biệt.Ta tiến
hành chọn vật liệu theo các hàm mục tiêu.
1. Bền đều.
2. Kích thước nhỏ nhất.
3. Giá thành rẻ nhất.
-Thuận lợi nhất cho quá trình gia công cơ khí.
 Qua đặc tính của từng loại bánh răng ta chọn sao cho phù hợp .
+) Bánh răng nhỏ
- Thép 45X tôi cải thiện đạt tới độ rắn HB=(163…269);
- Giới hạn bền
( )
MPa
b
750
1
=
σ
- Giới hạn chảy
( )
MPa
ch
500
1
=
σ
- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB
1

=200
Giả thiết đường kính phôi (100….300mm)
+) Bánh răng lớn
-Thép 45X tôi cải thiện đạt tới độ rắn HB=(163…269)
-Giới hạn bền
( )
MPa
b
700
2
=
σ
-Giới hạn chảy
( )
MPa
ch
450
2
=
σ
-Chọn độ rắn bánh răng lớn: HB
2
=185
2.xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2[43] – TI ta có:
σ
0
H lim
=2HB +70 ; S
H

=1,1 ; σ
0
F lim
=1,8HB; S
F
=1,75
( )
MPaHB
o
H
47070200.2702
11lim
=+=+=
σ
( )
MPaHB
o
H
44070185.2702
22lim
=+=+=
σ
( )
MPaHB
o
F
400200.8,18,1
11lim
===
σ

Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
( )
MPaHB
o
F
333185.8,18,1
22lim
===
σ
Theo công thức 6.1a - 6.2a [93] –TI ta có:

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép là:
[
H1
] = (
o
H lim1
/ S
H1
)Z
R1
.Z
v1
.K
xH1
.K
HL1

[
F1
] = (
o
F lim1
/ S
F1
)Y
R1
.Y
S1
.K
xF1
.K
FC1
.K
FL1
[
H2
] = (
o
H lim2
/ S
H2
)Z
R2
.Z
v2
.K
xH2

.K
HL2
[
F2
] = (
o
F lim2
/ S
F2
)Y
R2
.Y
S2
.K
xF2
.K
FC2
.K
FL2
Trong đó:
Z
R
: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Z
V
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
Y
R
:hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
K

xH
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Y
S
: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
K
xF
: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng tới độ bền uốn.
Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy:
Z
R
.Z
v
.K
xH
= 1
Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1
Do đó các công thức (6.1a-6.2a) sẽ là:
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ

[ ]

[ ]
F
FLFC
o
F
F
H
HL
o
H
H
S
KK
S
K

.
lim
lim
σ
σ
σ
σ
=
=
Trong đó:
o
F
o
H limlim

,
σσ
lần lượt là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ
cơ sở (trị số của chúng được tính ở phần trên).
FH
SS ,
:hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
K
FC
:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.Ta có bộ truyền quay 1 chiều nên ta phải đặt
tải 1 phía

→

theo chú giải tr93 ta chọn K
FC
= 1
K
HL
;K
Fl
– hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, được xác định như sau:
Áp dụng công thức 6.3 - 6.4 [ 93] – TI ta được:

F
H
m
FE
FO

FL
m
HE
HO
HL
N
N
K
N
N
K
=
=
m
H
; m
F
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Ta có độ rắn HB
≤
350
→
m
H
= m
F
= 6.
N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn

Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ

N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn:


6
10.4
=
FO
N
N
HE
;N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

C: số lần ăn khớp trong một vòng: C
1
= C
2
= 1

n
1
: số vòng quay bánh răng trong một phút: n
1

= 1445(v/ph)

n
2
: số vòng quay bánh răng trong một phút: n
2
= 283(v/ph)

Σ
t
:tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét.
Xét thời gian phục vụ là 11 năm:
Được xác định bởi công thức sau:
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương CT6.7[93]- TI :
N
HE1=
60.C
1
.n
1
.(1
3
.0.5t
1
+0,5
3
.0.5t
2
) =19,7.10
8

N
FE1=
60.C
1
.n
1
.(1
6
.0.5t
1
+0,5
6
.0.5t
2
) =17,8. 10
8

N
HE2=
60.C
2
.n
2
.(1
3
.0,5t
1
+0,5
3

.0,5t
2
) =4,2.10
8

N
FE2=
60.C
2
.n
2
.(1
6
.0,5t
1
+0,5
6
.0,5t
2
) =3,8.10
8

Vì :
⇒
N
HE
>N
HO
; N
FE

>N
FO
;
Nên thay N
HE1
= N
HO1
=1
N
FE1
= N
FO1
=1
N
HE2
= N
HO2
=1
N
FE2
= N
FO2
=1
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Khi đó ta có kết quả K
HL
=K

FL
=1.
Thay các trị số của các đại lượng vừa tìm được vào ta được kết quả sau:
[ ]
( )
[ ]
( )
[ ]
( )
[ ]
( )
MPa
MPa
MPa
MPa
F
F
H
H
29,190
75,1
1.333
75,205
75,1
1.360
400
1,1
1.440
27,427
1,1

1.470
2
1
2
1
==
==
==
==
σ
σ
σ
σ
Vậy các trị số của ứng suất cho phép :
+ Bánh răng nghiêng: [
+ Bánh răng trụ răng thẳng :
+) Xác định ứng suất cho phép khi quá tải:
- Ứng suất tiếp xúc:
Với bánh răng tôi cải thiện :[ σ
H
]
max
=2,8 σ
ch
CT 6.10 [95] - TI
[ σ
H
]
max
=2,8.450 =1260(MP

a
)
- Ứng suất uốn :
[ σ
F
]max =0,8 σ
ch
khi HB ≤ 350; CT 6.14 [96] - TI
[ σ
F1
]max =0,8.500 = 400 (MP
a
)
[ σ
F2
]max =0,8.450 = 360 (MP
a
)
Vậy ứng suất uốn và tiếp xúc khi quá tải:
[ σ
H
]
max
= 1260 (Mpa)
[ σ
F1
]max = 400 (MPa)
[ σ
F2
]max = 360 (MPa)

II.Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm
2.Tính sơ bộ kích thước cơ bản của truyền động bánh răng:
2.1)Thông số cơ bản khoảng cách trục a
w
và đường kính vòng lăn bánh răng
nhỏ:
+ khoảng cách trục:
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
a
w
= k
a
(u 1)(T
2
K
Hβ
/[σ
H
]
2
uΨ
ba
)
1/3
CT 6.15a [96]- TI
+ Đường kính của vòng lăn:
d

w1
= k
d
{T
2
K
Hβ
. (u ± 1)/[σ
H
]
2
uΨ
bd
}
1/3
6.15b [96]- TI
Trong đó:
K
*
a
,K
d
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Theo bảng
(6.5) trang 96 TKHDD:
với cặp bánh răng thẳng ; thép – thép
K
a
= 49,5 ;
T : mômen xoắn trên trục chủ động; Nmm;
[

H
] :ứng suất tiếp xúc cho phép; MPa;
u :tỉ số truyền;
ψ
ba
= b
w
/a
w
; ψ
bd
= b
w
/d
w1
: các hệ số ,trong đó b
w
là chiều rộng của vành răng
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
ψ
ba
, ψ
bd
: là các hệ số:
Chọn ψ
ba
= 0,3 => ψ
bd
= 0.53. ψ

ba
.(= 0.53.0,3.(5.1) = 0,65
Dựa vào ψ
bd
và độ cứng HB, tra bảng (6.7) [98] ta suy ra = 1,029
Thay các giá trị vào công thức trên ta có:
a
w
= 49,5(5,1 1). (mm)
chon a
w
=125mm
m = CT6.17[99] - TI
Theo bảng 6.8 [99] – TI ta chọn m = 2
Theo công thức 6.19 [99] – TI : Số răng bánh nhỏ
Chọn
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Số răng bánh lớn: CT 6.20 [99] – TI
Chọn
Tỉ số truyền thực:
b
w3
= Ψ
ba
.a
w
= 0,3.125 = 38 (mm)

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : d
w3
= 2.a
w
/(u
m
- 1) = 60 (mm)
Vận tốc vòng: CT 6.40 [106] – TI
(m/s)Theo bảng 6.13 [106] – TI;
Ta chọn cấp chính xác 9.Goc an khop =(28+143).2.cos20/2.145=0,95
Suy ra
2.2) kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc suất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều
kiện sau:

H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.[2T
2
K
H
.(u ) /(b
w
ud
2

w1)
]
1/2
< [
H
] CT6.33 [105] – TI
T
2
= 85714 N.mm
Z
M
:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp: tra bảng 6.5[96] – TI
được:
Z
M
= 274 ).
Z
H
:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: tra bảng 6.12 [106]- TI ta có:
Z
H
= 1,76
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
Z
ε
= CT6.36a [105] – TI
Hệ số trùng khớp dọc,tính theo công thức:

ε
β
= b
w1
.sinβ/(mπ) CT6.37 [105] – TI
β=0

ε
β
=0
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Khi tính gần đúng ta có thể xác định ε
α
bằng CT6.38b [105] – TI
ε
α
= [1,88-3,2(1/z
1
+ 1/z
2
)]cosβ =[ 1,88-3,2.(
 Z
ε
=0,87
K
H
:Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

K
H
=K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
CT 6.39 [106] – TI
K
Hβ
= 1,029 :là hệ số kể đến sự phân bố không đều về tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
K
Hα
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp,trị số của K
Hα
; đối với bánh răng thẳng K
Hα
= 1
K
Hv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong cùng ăn khớp, trị số của K
Hv
+
Theo P 2.3 phụ lục [250] – TI ta có k
Hv
= 1,04
*) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1a [91] – TI ; Ta có:
Có v=0,89 (m/s) <5 (m/s) Z
V
=1 ; k
XH
=1, (d
a
<700mm) ; k
HL
=1
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8.
Khi đó cần gia công độ nhám bề mặt R
z
= 10÷40μm Z
R
=0,9
Ta thấy σ
H
= 349(Mpa) <

Do đó kết quả tính toán phù hợp với yêu cầu
2.3. kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn:
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất sinh ra chân răng không được vượt quá
1 giá trị cho phép ;
ADCT 6.43 [108] - TI ;
σ

F1
= 2.T
2
. K
F
. Y
β
. Yε . Y
F1
/(b
w
. d
w1
.m) [σ
F1
]
σ
F2
= σ
F1
. Y
F2
/ Y
F1
Trong đó:
Yε = 1/ ε
α
= 0,585 hệ số kể đén sự trùng khớp của răng
Y
β

:hệ số kể đến độ nghiêng của răng;
Y
β
=1 vì là bánh răng thẳng;
Y
F1
;Y
F2
: hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2
Tính số răng tương đương :
- Bánh 1 : z
v1
= z
1
/cos
3
β = 35
-Bánh 2 : z
v2
= z
2
/cos
3
β = 178
Tra bảng 6.18 [109] – TI ta có : Y
F1
=3,63 ; Y
F2
= 3,58
K

F
:Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
CT6.45 [109] - TI
Với
K
Fβ
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn; theo bảng 6.7 [109]-TI ta có K
Fβ
= 1,079
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
K
Fα
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng ăn khớp đồng
thời khi tính về uốn, với bánh răng thẳng

K
Fα
= 1

K
Fv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:
K
Fv
= 1 + V
F.
b
w
.d
w1
/(2.T
2
K
Hβ
.K
Hα
) CT6.46 [109] - TI
Với: V
F
= δ
F
.g
0
.v.(a
w1
/u
br1
)
1/2

CT6.47 [109] - TI

g
0
=73 tra bảng 6.16 [107] - TI

δ
F
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp khi tính sức bền uốn. Tra bảng
(6.15) -T1 ta có δ
F
= 0.016
⇒
V
F
= 6,41
⇒
K
Fv
= 1,1
Thay số vào ta có: K
F
= 1,079.1,1.1 = 1,19
Thay các đại lượng trên vào ta được kết quả sau:
σ
F1
= 112,4 (MPa)
σ
F2
= 110(MPa)

* Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
Với m = 2
;
Theo CT6.1[93] – TI; Ta có
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ


Ta thấy σ
F1
= 112,4 (MPa)
σ
F2
= 110 (MPa)
Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện uốn
2.4). Kiểm nghiệm răng về sự quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ như lúc mở máy ,hãm máy…) với
hệ số quá tải K
qt
=T
max
/T ,trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa ,T
max
là momen
xoắn quá tải.
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ
Hmax
không được vượt quá một giá trị cho phép:

σ
Hmax
= σ
H
. ≤ [σ
H
]
max
CT 6.48 [93] – TI
Hệ số quá tải K
qt
=1
σ
Hmax
= 349.(MPa) < [σ
H
]
max
= 1260 (MPa)
σ
Fmax1
= K
qt
.σ
F1
=112,4.1,5 = 168,6 (MPa) < [σ
F
]
max
= 400(MPa)

σ
Fmax2
= K
qt
.σ
F2
= 110.1,5 = 165 (MPa) < [σ
F
]
max
= 360 (MPa)
Vậy bánh răng đủ độ bền khi làm việc quá tải.
2.5). Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng thẳng:
Lực pháp tuyến toàn phần F
n
được phân ra thành phần vuông góc: Lực vòng F
t
và
lực hướng tâm F
r
; Lực dọc trục F
a
F
n
= F
t
+ F
r
+ F
a

Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
F
t1
= 2T
1
/d
w1
F
t2
= 2T
2
/d
w2
F
a
= 0
F
r1
= F
t1
.tg F
r2
= F
t2
.tg
→
F

t
= F
t1
= F
t2
=
→
F
r
= F
r1
= F
r2
= 2857. (N)
2.6) Bảng thông số hình học của bánh răng trụ răng thẳng của bộ truyền
cấp chậm
Ký hiệu Kết quả

Khoảng cách trục



Đường kính vòng chia d 42 mm
210 mm
Đường kính đỉnh răng


Đường kính đáy răng

Đường kính cơ sở d
b
D
b3
=40 mm
D
b4
=200 mm
Góc nghiêng

Góc profil gốc

Góc ăn khớp

Góc profil răng

Hệ số dịch chỉnh x 0
Bề rộng bánh răng

Hệ số trùng khớp ngang

Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Tỷ số truyền

III. Xác định các thông số kích thước cơ bản của bộ truyền bánh răng nghiêng:
3 Xác định các thông số cơ bản
3.1-Khoảng cách trục & thông số ăn khớp

Do đây là hộp giảm tốc đồng trục nên a
w1
= a
w2
=125 mm và m
1
= m
2
= 2
Chọn
Chọn sơ bộ β=10
0
,từ công thức 6.18 [103] – TI :
Số răng bánh nhỏ:
Lấy Z
1
= 20 => số răng bánh 2 : Z
2
=u
1
.Z
1
= 102
Chọn Z
2
= 104
Suy ra tỉ số truyền thực:
Góc nghiêng thực tế:
(Với Z
t

=Z
1
+Z
2
) => β=7,25.Lay β=10
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : d
w1
=2.a
w2
/(u
1
+1) = 40 (mm)
 d
w2
= u
1
.d
w1
= 5,1.40= 208 (mm)
=> không cần dịch chỉnh
Chiều rộng bánh răng : mm
*Vận tốc vòng: CT 6.40 [106] – TI
(m/s) 4 (m/s)
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Theo bảng 6.13 [106] – TI; Ta chọn cấp chính xác 9
3.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6.33[105] – TI, ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền đ

tính theo công thức:

Trong đó : Z
m
– hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng.
Tra bảng 6.5[96]- TI Z
m
= 274(MPa)
1/3
Z
H
– hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
CT 6.34 [105] – TI : Z
H
= (2.cos β
b
/sin2α
tw
)
1/2

β
b
– góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
α
tw
– góc ăn khớp răng với bánh răng không dịch chỉnh ta có:
tg β
b
= tg .

Với bánh răng không dịch chỉnh:
α
tw
= α
t
= arctg(tgα/cos).
α
tw
=
– góc profin răng, theo TCVN1065-71:
tg β
b
= 0,293 β
b
=16,4
0
Vậy thay ta được: Z
H
= 1,70
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
Hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức:


ε
β
= b
w1
.sinβ/(mπ) CT 6.37[105] – TI

ε
β
=
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức