Tài liệu ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY (Đề số 04) ppt

HỌC VIỆN PHÒNG KHÔNG – KHÔNG QUÂN
KHOA KỸ THUẬT CƠ SỞ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
(Đề số 04)
Giáo viên hướng dẫn: Phạm Đức Cảnh
Học viên thực hiện: Nguyễn Như Hiền
Lớp: Máy bay động cơ 10
Đơn vị: c72 – d7
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Hà Nội, ngày 01 tháng 06 năm 2010
LỜI NÓI ĐẦU
Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở chuyên ngành
giúp cho học viên học tập các môn chuyên ngành sau này được tốt hơn. Đặc biệt
trong quá trình học của môn học có 1 phần làm đồ án môn học dành cho học
viên. Đây là đồ án đầu tiên của ngườ học viên giúp cho học viên làm quen với
việc thiết kế, chế tạo các chi tiết máy trong một hệ thống dẫn động - là công việc
chủ yếu của người kỹ sư cơ khí. Mục đích giúp học viên biết phương hướng
nghiên cứu, lựa chọn tối ưu khi thiết kế, rèn luyện kĩ năng tính toán để thực hành
thiết kế một số chi tiết máy đơn giản, đồng thơì giúp học viên tổng hợp một số
kiến thức cơ bản về sức bền, vẽ kĩ thuật và biết cách tra cứu sổ tay, tài liệu, …
Trong đồ án này nhiệm vụ chủ yếu là thiết kế và lắp đặt hệ thống dẫn động
băng tải gồm bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng và bộ truyền xích. Các phần tính
cơ bản là: tính chọn động cơ điện, tính toán các bộ truyền cơ khí, then, chọn ổ
lăn, chọn vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy chuẩn khác.
Nhiệm vụ cuối cùng là thực hiện bản vẽ lắp: hộp giảm tốc, bánh răng. Đây
là bước giúp học viên rèn luyện tính thận trọng, tỉ mỉ và đầu óc tư duy sáng tạo
để hoàn thành nội dung công việc được giao.
Lầ đồ án đầu tiên trong quá trình học tập tại Học viện Phòng không không
quân nên trong quá trình làm không thể tránh được sai sót do kiến thức còn hạn
chế rất mong sự tạo điều kiện giúp đỡ, hướng dẫn, chỉ bảo của các đồng chí
giảng viên trong bộ môn.

Hà Nội, ngày 01 tháng 06 năm 2010
2
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Người thực hiện
Nguyễn Như Hiền
3
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
MỤC LỤC
Phần Nội dung Trang
I
I
II
III
IV
Tính chọn động cơ
Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Kiểm nghiệm động cơ
Tính toán và phân phối tỉ số truyền
Các thông số động học và lực của các trục
04
06
06
06
II
A
B
C
Thiết kế, tính toán các bộ truyền
Tính toán thiết kế bộ truyền đai
Tính toán bộ truyền bánh răng

Tính toán bộ truyền xích
08
13
20
III Tính toán thiết kế trục
Tính toán thiết kế trục dẫn bánh răng nhỏ 28
4
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
PHẦN I : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ
I.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
1.Chọn loại động cơ điện :
Vì khả năng sử dụng rộng rãi, kết cấu đơn giản ,độ làm việc tin cậy,
giá thành rẻ và dễ bảo quản, đối với hệ thống dẫn động băng tải đã yêu cầu ta
chọn động cơ đồng bộ 3 pha.
Để tránh các tác động cơ học từ bên ngoài, động cơ cần trang bị lưới
bảo vệ kín.
Động cơ được chọn phải thoả mãn các yêu cầu sau :
- Không phát nóng quá nhiệt cho phép
- Điều kiện mở máy :
qtdcmm
TT >

- Điều kiện quá tải :
[ ]
qtdcdc
TT >
2.Các kết quả tính toán trên băng tải :
a. Momen thực tế trên băng tải:

Nm

DP
T
tb
3120
2
52,0.12000
2
.
===
b. Vận tốc vòng của băng tải:
- Vận tốc góc của băng tải :
R
v
bt
1000=
ω
(rad/s)M
- Vận tốc vòng của băng tải:
2000.60. 2000.60.0,15
5,5
2 . 2 .520
bt
v
n
D
π π
= = =
(vòng/phút)
c. Số vòng quay đồng bộ của động cơ:

p
f
n
db
.60
=
Trong đó : f là tần số dòng xoay chiều với f = 50Hz
p là số đôi cực từ , chọn p = 4
⇒

60.50
750
4
db
n = =
(vòng/phút)
d. Momen đẳng trị trên trục băng tải:
∑
∑
=
=
=
n
i
i
n
i
ii
dtbt
t

tT
T
1
1
2
.
=
21
2
2
21
2
1
2

ttt
tTtTtT
mm
mm
mm
++
++
Trong đó :
1
2,1 TT
mm
=
(Nm),
12
7,0 TT =

st
mm
3=
: thời gian mở máy,do
mm
t
quá nhỏ nên ta lấy
mm
t
=0.

ht 4
1
=
: thời gian toàn tải

ht 2
2
=
: thời gian non tải
5
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Thay các giá trị trên vào công thức, ta có :
2 2
1 1
.4 (0,7 ) .2
2842,45
6
dttb

T T
T
+
= =
(Nm)
với
1
3120
bt
T T= =
Nm
e. Công suất đẳng trị trên trục băng tải:
.
2842,46.5,5
1,637
9550 9550
dtbt bt
dtbt
T n
P = = =
(kW)
f. Công suất đẳng trị trên trục động cơ:

ht
dtbt
dtdc
p
p
η
=

Trong đó :
4
. . .
ht br ô x d
η η η η η
=
Với:
+ Hiệu suất khớp nối:
kn
η
+ Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn:
ôl
η
+ Hiệu suất một cặp bánh răng trụ trong hộp giảm tốc:
br
η
+ Hiệu suất bộ truyền xích:
x
η
+ Hiệu suất bộ truyền đai:
d
η
Tra bảng ta có
0,96
br
η
=
,
0,992

ôl
η
=
,
92,0=
x
η
,
0,96
d
η
=

⇒

4.
0,96 .0,992 .0,92.0,96 0,821
ht
η
= =
⇒

1,637
1,993
0,821
dtdc
p = =
(kW)
Để hệ thống dẫn động băng tải làm việc bình thường, ta chọn
dc dtdc

p p≥

và động cơ có số vòng quay trung bình đảm bảo tỷ số truyền của hệ thống hợp
lý, đảm bảo hệ số công suất .
Dựa vào bảng P1.1 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta chọn động cơ
điện sau:
`
Kiểu động cơ
Công
suất
KW
Vận tốc
quay
vg/ph cos
ϕ
ax
dn
m
T
T
dn
k
T
T
f = 50Hz
4A112MA8Y3 2,2 750 0,71 2,2 1,8
6
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
II/ Kiểm nghiệm động cơ:
1. Kiểm nghiệm quá tải:

Theo điều kiện
[ ]
qtdcdc
TT ≥

[ ]
dc
T
T
ht
.2.
η
=

9550
.2,2 28,01
750
T = =
,
→

[ ]
dc
T
0,821.2.28,01 46= ≈
Nm

5,1.
.
.9550

.
htdc
bt
cqtqtdc
n
P
TKT
η
==
→
9550.1,637.1,5
38,08
750.0,821
qtdc
T = =
Nm
Ta có:
[ ]
dc
T
>
qtdc
T
→ Vậy điều kiện quá tải thỏa mãn.
2. Kiểm nghiệm mở máy:
Theo điều kiện
qtdcmm
TT ≥
Lại có
1,5 1,5.28,01 42,015

mm
mm
T
T Nm
T
= ⇒ = =
⇒

qtdcmm
TT >
⇒
Vậy điều kiện mở máy thoả mãn.
III. Phân phối tỷ số truyền:
Tỷ số truyền
750
136,36
5,5
dc
bt
n
u
n
∑
= = =
Mà
.
h ng
u u u
∑
=

Tra bảng 2.4 trang 21 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí:
u
h
: tỉ số truyền của hộp giảm tốc
u
ng
: tỉ số truyền ngoài hộp
.
ng d x
u u u=
u
kn
: tỉ số truyền của khớp nối (
1
kn
u =
)
Tra bảng ta lấy:
5
x
u =
,
5
d
u =

⇒
h
u

136,36
5,45
. . 5.1.5
x kn d
u
u u u
∑
= = ≈
u
h
: Tỉ số truyền bánh răng trụ răng nghiêng
IV. Các thông số động học và lực của các trục:
1. Tốc độ quay của các trục:
• Trục động cơ:
750
dc
n
=
(vòng/phút)
• Trục I:
750
750
1
dc
I
kn
n
n
u
= = =

(vòng/phút)
• Trục II:
750
150
5
I
II
d
n
n
u
= = =
(vòng/phút)
7
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
• Trục III:
150
27,52
5,45
II
III
h
n
n
u
= = =
(vòng/phút)
• Trục IV:
27,52
5,5

5
III
IV
x
n
n
u
= = ≈
(vòng/phút)
2. Công suất trên các trục:
• Trục động cơ:
1,993
dc
dc lv
P P= =
(kW)
• Trục I:
ô
. . 1,993.1.0,992 1,98
I dc kn l
P P
η η
= = =
(kW)
• Trục II:
ô
. . 1,98.0,96.0,992 1,89
II I d l
P P
η η

= = =
(KW)
• Trục III:
ô
. . 1,89.0,96.0,992 1,8
III II br l
P P
η η
= = =
(KW)
• Trục IV:
ô
. . 1,8.0,92.0,992 1,643
IV III x l
P P
η η
= = =
(KW)
3. Mômen xoắn trên các trục:
• Trục động cơ: T
dc
=
1,993
9550. 9550. 25,403
750
dc
lv
dc
P
n

= =
(Nm)
• Trục I:
1
1,98
9550. 9550 25,212
750
I
I
P
T
n
= = =
(Nm)
• Trục II:
2
1,89
9550. 9550. 120,33
150
II
II
P
T
n
= = =
(Nm)
• Trục III:
3
1,8
9550. 9550. 624,64

27,52
III
III
P
T
n
= = =
(Nm)
• Trục IV:
4
1,643
9550. 9550. 2852,85
5,5
IV
IV
P
T
n
= = =
(Nm)
Vậy ta có bảng kết quả sau:
8
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Trục
Thông
số
Trục động
cơ
I II III IV
Tỉ số

truyền
1 5 5,45 5
Tốc độ
quay
(vòng/phút)
750 750 150 27,52 5,5
Công suất
(kW)
1,993 1,98 1,89 1,8 1,643
Momen
xoắn
(Nm)
25,403 25,212 120,33 624,64 2852,85
9
h
y
o
b
o
b
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
A. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai:
750( / )
dc
n v p=
;
2,2
dc

N kw=
;
5
d
u
=
Ở đây: Trục dẫn quay với vận tốc của trục động cơ(trục I)
Trục bị dẫn là trục II với
150( / )
II
n vg ph=
1. Chọn loại đai:
Momen xoắn trên trục dẫn
19,25
I
T =
(Nm)
Theo bảng 4.13 tr59 tập1 TTTKHDĐCK ta có thể chọn loại đai hình
thang Б
Loại đai Kí
hiệu
Kích thước mặt cắt
o
b
b
h
o
y
Mặt cắt
thường

Б 14 17 10,5 4,0 138 3350 140
2. Xác định đường kính bánh đai:
a. Bánh đai nhỏ:
Đường kính bánh đai nhỏ:
1
140d mm=
*Tính vận tốc đai:
1
3 3
3,14.140.750
5, 495
60.10 60.10
I
d n
v
π
= = =
m/s
10
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
b. Bánh đai lớn:
Đường kính bánh đai lớn được tính theo công thức:
)1.(.
12
ξ
−=
dud
d
Trong đó:

d
u
: tỉ số truyền đai

1
d
: đường kính bánh đai nhỏ

ξ
: hệ số trượt. Chọn
02,0
=
ξ
→
2
5.140.(1 0,02) 686d
= − =
mm
Chọn đường kính đai tiêu chuẩn là
670
mm
c. Tỷ số truyền thực tế là:

( ) ( )
2
1
670
4,88
1 140 1 0,02
t

d
u
d
ξ
= = =
− −
Sai số của tỷ số truyền là:

|
| 4,88 5|
.100% .100% 2,4%
5
tt d
u
d
u u
u
−
−
∆ = = =

5%
u
∆ < ⇒
Đai đó chọn thoả mãn điều kiện.
3. Chọn chiều dài sơ bộ khoảng cách trục là:
2
1,5 1,5.670 1005
sb
a d mm= = =

4. Tính chiều dài đai L (mm):
( )
( )
2
1 2
1 2
2
2 4
sb sb
sb
d d
L a d d
a
π
−
= + + +
→
( ) ( )
2
3,14 140 670 670 140
2.1005 3351,58
2 4.1005
sb
L mm
+ −
= + + =
Chọn đai theo tiêu chuẩn là: L = 3350 mm
Số vòng chạy của đai là :
5, 495
1,64

3,35
v
i
L
= = =
lần
5. Xác định khoảng cách chính xác trục a:
( ) ( ) ( )
2
2
1 2 1 2 1 2
1
2 2 8
8
a L d d L d d d d
π π
 
= − + + − + − − 
 
 
 

( ) ( ) ( )
2
2
1
2.3350 3,14 140 670 2.3350 3,14 140 670 8 670 140
8
a
 

= − + + − + − − 
 
 
 

→
1004,184a =
mm
Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục
( ) ( )
1 2 1 2
(2 1620) ( 1004,184) (0,55 233,5)d d a d d h+ = > = > + + =
⇒
Thoả mãn
11
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
6. Tính góc ôm
1
α
:
Tính theo công thức:
0 0
2 1
1
180 57
d d
a
α
−
= −

với điều kiện
0
1
120>
α

0 0
1
670 140
180 57 150
1004,184
α
−
= − ≈
thỏa mãn điều kiện.
7. Tính số đai cần thiết :
[ ]
0
P
được tính theo hình 13.14

[ ]
0
2,2( )P kW=
α
C
: hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm

1
150

o
α
=
→
0.92C
α
=
l
C
: hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai
l/l
0
=3350/3350=1;→
1
l
C
=

u
C
: hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền, bảng 4.17:
u
C
=1,14
d
K
: hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ:
Số ca làm việc là 2, →
d
K

=1,1
z
C
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đồng đều tải trọng
cho các dãy đai, bảng 4.18,
z
C
=1
Vậy số đai tính là:
[ ]
0
.
1,05
. . .
cd d
tt
l u z
P K
Z
P C C C C
α
= =
đai
Chọn số đai Z = 2 đai
8. Chiều rộng bánh đai: B
t = 19 mm; e = 12,5 mm
Chiều rộng bánh đai:
( )
1 . 2 44B Z t e mm= − + =
9. Lực tác dụng lên trục đai: (Fr)

- Xác định lực vòng:
2
.
v m
F q v=
Tra bảng 4.22 tập 1,TTTKHDĐCK ta có
m
q
=0,178
Vậy
2
0,178.5,495 5,38
v
F = =
(N)
- Xác định lực căng ban đầu:
1
780. .
173,4( )
. .
d
o v
P K
F F N
v C Z
α
= + =
- Xác định lực tác dụng lên trục
0
2. . .sin( ) 670( )

2
r
F F z N
α
= =
10. Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ dây đai:
a. Tính
u
σ
:
1
0
.2
.
d
y
E
u
=
σ
chọn E = 100 Mpa,
0
4y
=
12
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
⇒
5,714( )
u
MPa

σ
=
b. Tính
v
σ
:
2 2 2
. 1300.5,459 38740,89 / 0,39
v m
v N m MPa
σ ρ
= = = ≈
c. Tính
k
σ
:
[ ]
3
3
0
0
0
0
.10
1,5.10
. .2 5,74.8,5.2.8
k v v
P
F
A v b h

σ σ σ σ
= + + = + +
3
173,4 2,2.10
0,39 3,01
138 5,495.14.2.10,5
k
Mpa
σ
= + + =
d. Tính
max
σ
:
max
3,01 5,714 8,724
k u
MPa
σ σ σ
= + = + =
e. Tính tuổi thọ của đai:
[ ]
0
max
. .
.
. 3600
m
y
u

h
b
P L
t
v Z
σ
ν
σ
 
=
 ÷
 
Trong đó:
Mpa
y
9
=
σ
: Giới hạn mỏi
95,1
=
u
ν
: hệ số kể đến sự ảnh hưởng khác nhau của
u
σ
trên các bánh đai nhỏ và
lớn
2
b

Z
=
: Số bánh đai
m=11: bậc đường cong mỏi, vì là đai hình thang
⇒
11
9 2,2.3350.1,95
. 0,404
8,724 6,96.2.3600
h
t
 
= =
 ÷
 
năm
Vậy số lần thay đai là:
23000.2 / 0,404.365.24 13
td
S
= =
lần.
→ Vậy ta phải thay đai 13 lần trong 23000h làm việc.
13
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
1. Chọn vật liệu
- Do công suất truyền tải không lớn lắm, không có yêu cầu đặc biệt gì về vật
liệu, để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp như nhau : cụ thể

chọn thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của
răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ
10 ÷15 đơn vị
HBHH )1510(
21
÷+≥
• Bánh nhỏ:
+ Thép 45 tôi cải thiện;
+ Đạt độ rắn HB=(241…285)
+ Giới hạn bền
MPa
b
850
1
=
σ
+ Giới hạn chảy
MPa
ch
580
1
=
σ
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=260
• Bánh lớn:
+ Thép 45 tôi cải thiện;
+ Đạt độ rắn HB=(192…240)
+ Giới hạn bền

MPa
b
750
2
=
σ
+ Giới hạn chảy
MPa
ch
450
2
=
σ
Chọn độ rắn bánh lớn HB
2
=250
2.Xác định ứng suất cho phép:
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác đinh theo công thức:
Công thức tính:
[ ]
0
lim
. . . .
H
H R V xH HL
H
Z Z K K
S
σ
σ

=


[ ]
0
lim
. . . . .
F
F R S xF FC FL
F
Y Y K K K
S
σ
σ
=

Trong đó:
+ Z
R
: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
+ Z
v
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ K
xH
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
+ K
HL
: Hệ số tuổi thọ khi xét sức bền tiếp xúc.
+ S

F
: Hệ số an toàn khi tính về uốn, = 1,75
+ Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
+ Y
S
: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trng ứng suất.
Y
S
=1,08 – 0,0695 ln(m)
14
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
+ K
xF
: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến bền uốn
+ K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, ở đây = 0,7
+ K
FL
: Hệ số tuổi thọ ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong bước tính sơ bộ lấy:
1
R v xH
Z Z K =
và
1
R s xF
Y Y K =

, do đó công thức trên
trở thành:

[ ]
0
lim
.
H HL
H
H
K
S
σ
σ
=
(1)

[ ]
0
lim
. .
F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
=
(2)

Ta có:
70.2
0
lim
+= HB
H
σ
;
S
1,1=
H
;
HB
F
8,1
0
lim
=
σ
;

;75,1=
F
S
Thay số vào ta được:
0
lim1 1
2. 70 2.260 70 590
H
HB MPa

σ
= + = + =
0
lim2 2
2. 70 2.250 70 570
H
HB MPa
σ
= + = + =
0
lim1 1
1,8. 1,8.260 468
F
HB Mpa
σ
= = =
0
lim2 2
1,8. 1,8.250 450
F
HB MPa
σ
= = =
* Tính hệ số K
HL
và 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 theo các công thức sau:
H

HO
m
HL
HE
N
K
N
=
F
FO
m
FL
FE
N
K
N
=
Ở đây: m
H
, m
F
– bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn;
m
H
= m
F
= 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤350;
N
HO
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;

2,4
30
HO HB
N H=
→
2,4 2,4
1 1
30 30.260 18752418,6
HO HB
N H= = =

2,4 2,4
2 2
30 30.250 17067789,4
HO HB
N H= = =
N
FO
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
6
4.10
FO
N =
đối với tất cả các loại thép
N
HE
, N
FE
– số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh:

HE FE III
N =N =N=60.C.n .t
∑
15
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Với:
+ C: số lần ăn khớp trong một vòng, C=1
+ n
III
: số vòng quay trong một phút, n
III
= 27,14 (v/p)
+
t
∑
: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét,
t 23.000( )h
∑
=
Thay số vào ta có kết quả:
HE1 FE1
N =N =N=60.1.27,14.23000 37453200=
(h)
→ N
HE1
> N
HO1
; N
FE1
>N

FO1
Tính toán tương tự ta có kết quả:
N
HE2
> N
HO2
; N
FE2
>N
FO2
Ta lấy N
HE
= N
HO
và N
FE
= N
FO
khi đó có kết quả K
HL
= 1 và K
FL
= 1
(đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục hoành; tức là trên
khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc và đường giới hạn uốn không thay đổi).
Từ công thức (1) và (2) ta có các kết quả sau:
[ ]
1
590.1
536,36 ;

1,1
H
MPa
σ
= =
[ ]
2
570.1
518,18
1,1
H
MPa
σ
= =
;
[ ]
1
468.1.1
267,43
1,75
F
MPa
σ
= =
;
[ ]
2
450.1.1
257,14
1,75

F
MPa
σ
= =
;
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
H
σ
là giá trị trung bình của
[ ]
1H
σ
và
[ ]
2H
σ
nhưng không vượt quá 1,25
[ ]
H
σ
min
.
Ta có:
[ ]
[ ] [ ]
1 2
536,36 518,18
527,27
2 2

H H
H
MPa
σ σ
σ
+
+
= = =
b. Kiểm tra sơ bộ ứng suất:
1,25
[ ]
H
σ
min
=1,25.518,18= 647,73 Mpa>500Mpa ==> thỏa mãn yêu cầu
c. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải là:

[ ]
chH
σσ
8,2
max
=
;

[ ]
;8,0
max
chF
σσ

=

Thay số ta có:
[
δ
H1
]
max
=2,8.
δ
ch1
=2,8.580 =1624 MPa;
[
δ
H2
]
max
=2,8.
δ
ch2
=2,8.450 =1260 MPa;
[
δ
F1
]
max
=0,8.
δ
ch1
=0,8.580 = 464 MPa;

[
δ
F2
]
max
=0,8.
δ
ch2
=0,8.450 = 360 Mpa;
3. Xác định các thông số của bánh răng
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
16
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Theo công thức:
( )
[ ]
3
1 1
2
1
.
. 1
2. . .
II H
w a
H ba
T K
a K u
u
β

σ ψ
= +

+ K
a
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Theo bảng 6-
5(TKDĐCTM tr96) với cặp bánh răng, răng nghiêng thép – thép
K
a
= 43Mpa
1/3
+ T
II
– mômen xoắn trên trục chủ động. T
II
=120,33.10
3
Nmm
+ [
H
δ
]ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ]
Mpa
H
500=
δ
+
H
K

β
- 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: Tra bảng 6.6
3,0=
ba
ψ

( ) ( )
1
0,53. 1 0,53.0,3 5,45 1 1,026
bd ba
u
ψ ψ
= + = + =
Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6
1,06
H
K
β
=
Thay các giá trị vào ta được:
( )
3

1
2
120330.1,06
43. 5,45 1 149.3
2.(500) .5,45.0,3
w
a mm= + =

Lấy
150
w
a mm=
b. Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ:
[ ]
2. 2
3
1
2
2
.( 1)
. .
H
w d
H bd
T K u
d K
u
β
σ ψ
+

=


d
K
- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng (6.5) ta chọn
→
d
K
=67,5
⇒
3
1
2
120330.1,06.(5,45 1)
67,5. 56,6
500 .5,45.1,026
w
d mm
+
= =
c. Xác định các thông số ăn khớp:
+ Xác định môđun:
m = (0,01 ÷0,02).
w
a
(0,01 0,02).150 1,5 3m⇒ = ÷ = ÷
Để thống nhất trong thiết kế và dựa theo bảng (6.8) ta chọn môđun tiêu chuẩn là
m = 3;
+ Xác định số răng, với bánh răng trụ răng nghiêng => góc nghiêng chọn

β
= 20
và hệ số dịch chỉnh x:
+Tính số răng nhỏ:
( ) ( )
1
1
2. cos
2.150.cos20
15,66
. 1 3. 5 1
o
w
a
z
m u
β
= = =
+ +
(răng);
Chọn số răng
1
z
=15(răng);
17
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Từ
1
z
=15 ta tính được

2
z
:
2
z
=
2
u
.
1
z
=5,45.15=81,75(răng)
→ Vậy
2
z
=81 răng.
Tính lại góc nghiêng
β
theo công thức


1 2
.( ) 3.(15 81)
cos 0.96
2. 2.150
w
m z z
a
β
+ +

= = =
=>
0
16,26
β
=
Tính lại số răng bánh nhỏ:
( ) ( )
1
2
2. cos
2.150.cos16,26
16
. 1 3. 5 1
w
a
z
m u
β
= = =
+ +
Lấy z
1
= 16 và z
2
= 81
Tỷ số truyền thực tế:

2
2

1
81
5,1
16
z
u
z
= = =

Khoảng cách trục thực tế:
mm
zzm
a
w
152
26,16cos.2
)8116.(3
cos.2
).(
21
=
+
=
+
=
β
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Áp dụng công thức Hec ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên
mặt răng phải thoả mãn điều kiện:
2

2
2
1.1
11
1
.
.2

u
u
db
KT
ZZZ
ww
H
HMH
+
=
ε
σ

≤
[
δ
H
]
Trong đó :
Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu: tra bảng 6 - 5 tr 96 sách

TKCTM Tập I được Z
M
= 274 Mpa
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
tw
b
H
Z
α
β
2sin
cos.2
=
Với:
b
β
- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
βαβ
tgtg
tb
.cos=
Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:
20
( ) ( ) 20,46
cos cos12,75
o
o
wt t

o
tg tg
arctg arctg
α
α α
β
= = = =
α
: góc nghiêng profin gốc theo TCVN1065 :
α
=20
o
cos20,46 . 16,26 0,27
o o
b
tg tg
β
⇒ = =
15,28
o
b
β
⇔ =
Do đó:
0
0
2cos
2.cos16,46
1,73
sin 2 sin(2.20,46 )

b
H
tw
Z
β
α
= = =
18
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Theo công thức (6.37)

m
b
w
.
sin.
π
β
ε
β
=
Với
w
b
là chiều rộng vành răng

. 0,3.150 45
w ba w
b a
ψ

= = =

0
45.sin16, 46
1,35
.3
β
ε
π
⇒ = =
Khi tính gần đúng ta có thể xác định
α
ε
theo công thức:
βε
α
cos.
11
2,388,1
21















+−=
zz
0
1 1
1,88 3,2 cos16,46 1,6
16 81
 
 
= − + ≈
 ÷
 
 
 
Hệ số trùng khớp dọc được tính:

1 1
0,79
1,6
Z
ε
α
ε
⇒ = = =
H
K
: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

Vận tốc vòng của bánh nhỏ
1 2
. .
3,14.56,6.150
0,45( / ).
60000 60000
w
d n
v m s
π
= = =
Theo bảng (6.15) có :
002,0=
H
δ
Theo bảng (6.16) có :
0
82g =
Áp dụng công thức (6.42) :

u
a
vg
w
HH

0
δυ
=

150
0,002.82.0,45. 0,58
5, 45
H
υ
⇒ = =
Do đó ta có:
1
2
. .
0,58.45.56,6
1 1 1
2. . . 2.120330.1,06.1,13
H w w
Hv
H H
b d
K
T K K
β α
υ
= + = + ≈
. . 1,06.1.1,13 1,198
H H Hv H
K K K K
β α
= = =
Với
0,45 /v m s=
ta chọn cấp chính xác 9→

1,13
H
K
α
=
[ ]
2
120330.1,198(5,45 1)
274.1,73.0,79. 403
45.56,6 .5,45
H H
MPa
σ σ
+
= = <
Ta có: Với v = 0,45(m/s) < 5m/s ,
1=
V
Z
,với cấp chính xác là 9 ,chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó gia công đạt độ nhám
mR
a
µ
25,1 5,2=
do
đó
1=
R
Z

.Với
mmd
a
700<
;
1=
XH
K

19
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Với
[ ] [ ] . . .
H H V R XH
Z Z Z
σ σ
=
MPa5001.1.1.500
==
(công thức 6.1 và 6.1a)

[ ]
403 500
.100% .100% 24%
403
H H
H
σ σ
σ
−

−
= =
Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức (6.34) ta có :
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
1
12
1
βε
σ
=
1 2
2
1
.
F F
F
F
Y
Y
σ
σ
=

Với:
1,15
F
K
β
=
(tra bảng 6.7)

37,1=
α
F
K
(tra bảng 6.14)
Theo công thức (tra bảng 6.47)
υ
u
a
vg
w
FF

0
δ
=
Với
006,0=
F
δ
(tra bảng 6.15)

0
82g =
(tra bảng 6.16)
Suy ra :
υ
150
0,006.82.0,45. 1,21
5
F
= =
Theo công thức (6.46) ta có :

αβ
υ
FF
wwF
v
F
KKT
db
K
2

1
2
1
+=

1,21.45.56,6
1 1,01

2.120330.1,15.1,37
= + =
Do đó
FvFFF
KKKK
βα
=
= 1,37.1,15.1,01 = 1,591
Ta có
1,6 1/ 0,625Y
α α
ε ε ε
= ⇒ = =

11,97
16,26 1 1 0,884
140 140
o
Y
β
β
β
= ⇒ = − = − =
Số răng tương đương :

1
1
3 3
16
18,1

cos cos 16,26
v
z
z
β
= = =

2
2
3 3
81
91,55
cos cos 16,46
v
z
z
β
= = =
Theo bảng (6.18) ta được
1 2
4,08; 3,6
F F
Y Y= =
Với hệ số dịch chỉnh
0
21
== xx
20
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Với m = 3 thì :

S
Y
=1 độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

1=
R
Y
độ nhám bề mặt lượn chân răng.

1=
XF
K

)400( mmd
w
<
Do đó theo (6.1) và (6.2) :

1 1
[ ] [ ]. . .
F F R S XF
Y Y K
σ σ
=
= 464 Mpa
mdb
YYYKT
ww
FF

F

2
1
12
1
βε
σ
=
1 2
2
1
.
F F
F
F
Y
Y
σ
σ
=
Tương tự ta tính được :
2
[ ] 360
F
MPa
σ
=
Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức trên ta có :

1 1
2.120330.1,591.0,625.0,884.4,08
112,95 [ ] 464
45.56,6.3
F F
MPa MPa
σ σ
= = < =

1 2
2 2
1
. 112,95.3,6
99,66 [ ] 360
4,08
F F
F F
F
Y
MPa MPa
Y
σ
σ σ
= = = < =
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:
Theo (6.48) với
max
1,2
qt
T

K
T
= =

1max 2 max
. 403. 1, 2 441,46 [ ] 1260
H H qt H
K MPa MPa
σ σ σ
= = = < =
Theo (6.49)

1max 1 1 max
. 112,95.1,2 135,54 [ ] 464
F F qt F
K MPa
σ σ σ
= = = < =

2max 2 2max
. 99,66.1,2 119,592 [ ] 360
F F qt F
K MPa
σ σ σ
= = = < =
Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải.
→ Ta có kích thước của bánh răng:
+ Đường kính vòng chia
1 1
2 2 1

56,6
.5,45 308,47
w
w w
d d mm
d d d mm
= =
= = =
+ Đường kính đỉnh răng
1
2
1 1
2 2
2(1 ) 56,6 2.3 62,6( )
2(1 ) 308,47 2.3 314,47( )
a
a
d d x y m mm
d d x y m mm
= + + − ∆ = + =
= + + −∆ = + =
+ Đường kính đáy răng
1
2
1 1
2 2
(2,5 2 ) 56,6 2,5.3 49,1( )
(2,5 2 ) 308,47 2,5.3 297,87( )
f
f

d d x m mm
d d x m mm
= − − = − =
= − − = − =
21
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Các thông số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục
1
150
w
a mm=
Môđun pháp
3m mm=
Chiều rộng vành răng
67,5
w
b mm=
Tỉ số truyền
5
m
u =
,1
Góc nghiêng của răng
16,26
o
β
=
Số bánh răng
1 2

16; 81z z= =
Hệ số dịch chỉnh
0;0
21
== xx
22
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
C. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
I. Chọn loại xích:
Để phù hợp với yêu cầu kĩ thuật của bộ truyền như đã tính toán, vận
tốc không lớn nên ta có thể chọn loại xích con lăn.
II. Xác định thông số của xích và bộ truyền xích
1. Chọn số răng đĩa xích
Tính số răng đĩa nhỏ

1
29 2. 29 10 19
x
Z u= − = − =
(răng)
⇒
Vậy số răng đĩa lớn:
2 1
. 5.19 95Z u Z= = =
(răng)
2 ax
120
m
Z Z< =
⇒

Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích :
2
1
95
5
19
Z
u
Z
= = =
2. Bước xích p.
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Muốn vậy
áp suất p
o
trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện
[ ]
o
t
o
p
A
F
p ≤=
F
t
: Lực vòng.
A : Diện tích mặt tựa bản lề .
[p
o
] : áp suất cho phép

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được cho
theo công thức (5.3):
P
t
=P.k.k
z
.k
n
≤ [P] (1)
Trong đó:
+ P
t
– Công suất tính toán(kW)
+ P – Công suất cần truyền P = P
2
=1,8 (kW)
+ Với n
01
= 200 (v/p). Theo bảng (5.5) [43,57,58,59] có kết quả
[ ]
P
- công suất cho phép; [P] = 19,3(kW), có bước xích 31,75mm
+ k – Hệ số sử dụng.
+ k
z
– Hệ số răng .
+ k
n
– Hệ số số vòng quay.
+) Xác định hệ số răng k

z
theo:
k
z
= z
01
/ z
1
Với z
01
= 25 là số răng đĩa nhỏ ứng với các bước xích tiêu chuẩn xác
định bằng thực nghiệm.
z
1
=19 số răng đĩa nhỏ chọn ở trên.
=> k
z
= z
01
/ z
1
= 25/19 = 1,32
+) Xác định hệ số số vòng quay k
n
:
k
n
= n
01
/ n

1
Với: n
01
= 200 (v/p)
23
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
n
1
= n
2
= 27,52 (v/p)
=> k
n
= n
01
/ n
1
= 200/27,52= 7,27
+) Xác định hệ số sử dụng k theo công thức :
k= k
o
.k
a
.k
dc
.k
bt
.k
đ
.k

c
Trong đó các hệ số được tra trong bảng 5.6 (TR.82,TTTKHTDĐCK-
T1):
k
o
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. Đường nối tâm
hai đĩa xích so với đường nằm ngang nhỏ hơn 40° => k
o
=1
k
a
– Hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích.
Chọn a = 40p => k
a
=1
k
dc
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.Vị
trí trục không điều chỉnh được=> k
dc
=1
k
bt
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn. môi trường làm việc có
bụi,chất lượng bôi trơn bình thường=> k
bt
=1,3.
k
đ
– Hệ số tải trọng động, xét đến tính chất tải trọng. Tải trọng va

đập nhẹ=> k
đ
=1,2
k
c
– Hệ số xét đến chế độ làm việc bộ truyền. Làm việc 2 ca =>
k
c
=1,25.
Thay các hệ số xét đến tra được vào công thức trên ta có:
k= k
o
.k
a
.k
dc
.k
bt
.k
đ
.k
c
= 1.1.1,25.1,3.1,2.1,25 = 2,438
Thay vào công thức (1):
P
t
=P.k.k
z
.k
n

=1,8.2,438.1,32.7,27= 42,11(kW)
Theo bảng[43,57,58,59].(5.5) với n
01
= 200 (v/p) và điều kiện P
t
≤ [P],chọn bộ
truyền xích một dãy có bước xích p=44,45mm thoả mãn điều kiện mòn:
P
t
=42,11(kW)≤ [P] =43,7(kW)
Vận tốc vòng của bộ truyền xích:
1 1
. . 19.27,52.44, 45
0,39( / )
60000 60000
z n p
v m s= = =
-Khoảng cách trục và số mắt xích.
Với tỉ số truyền u
x
= 5 chọn sơ bộ khoảng cách trục:
a = 40.p = 40.44,45 = 1778mm
Theo công thức (5.12)ta tính được số mắt xích x:
2
2
1 2 2 1
2 2
( ) .2. 2.1778 19 95 (95 19) .44,45
140,66
2 4. . 44,45 2 4. .1778

z z z z pa
x
p a
π π
+ − + −
= + + = + + =
Lấy số mắt xích là chẵn x=142
24
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) :
[ ]
















π
−
−+−++−=

2
12
2
1212
*
)zz(
2)zz(5,0x)zz(5,0xp25,0a
[ ]
2
2
*
(95 19)
0,25.44, 45 142 0,5(95 19) 142 0,5(95 19) 2 1809a mm
π
 
−
 
 ÷
= − + + − + − ≈
 
 ÷
 
 
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ,cần giảm bớt khoảng cách
trục a:
∆a=(0,002 0,004) a
*
=(0,002 0,004).1809=(3,618 7,236)mm
Giảm đi một lượng ∆a=7mm
Vậy khoảng cách trục chính xác là: a=1801mm

Số lần va đập i của bản lề xích trong 1s là:
1 1
. 19.27,14
0,242
15. 15.142
z n
i
x
= = =
(lần/s)
Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phép [i]=25(lần/s) => đảm bảo điều
kiện i < [i]
3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Bộ truyền xích thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm
việc và có thể bị quá tải lớn khi mở máy. Do đó cần tiến hành kiểm nghiệm về
quá tải theo hệ số an toàn
[ ]
s
FFF.k
Q
s
votd
≥
++
=
(2)
Trong đó:
Q(N) – Tải trọng phá hỏng. Theo bảng 5.2[43,57,58,59] ứng với xích
con lăn một dãy có bước xích p = 44,45 => Q=172400N.
+ k

d
– Hệ số tải trọng động k
d
= 1,2 (tải trọng va đập nhẹ)
+ F
t
– Lực vòng F
t
=1000.P/v(N)
+ F
o
– Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra(N)
+ F
v
– Lực căng do lực li tâm sinh ra (N)
+ [s] – Hệ số an toàn cho phép theo bảng 5.10 ta tra được [s] = 7
+) Lực vòng được xác định theo công thức sau:
F
t
=1000.P/v=1000.1,724/0,39= 4420,51(N)
+) Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra F
o
:
F
o
=9,81.k
f
.q.a
Với:
+ k

f
– Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí của bộ truyền
Với f=(0,01…0,02)a=(0,01…0,02)1801mm và theo chỉ dẫn
[43,57,58,59],Tập 1 ,trang 85 đối với bộ truyền nằm ngang lấy k
f
=6
25