Đồ án môn học chi tiết máy

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MƠN HỌC - 2019

LỜI NĨI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trị
quan trọng trong cơng cuộc cơng nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc áp dụng
khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của
người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an tồn cho người lao động
trong q trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trong tương lai,
chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một cách
nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo
Máy có bước đi chập chững, làm quen với cơng việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ
khí sẽ gắn cuộc đời mình vào đó. Học tốt mơn học này sẽ giúp cho sinh viên mường
tượng ra được công việc tương lai, qua đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường
học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu nghề cho mỗi sinh viên. Không
những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối với những kĩ năng mà
sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng phần
mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến
thức trong những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ
thuật đo…
Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình
của thầy PGS.TS Trần Thiên Phúc cùng các quý thầy cô khác trong Khoa. Sự giúp
đỡ của các thầy cô là nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con
đường học tập, rèn luyện đầy gian lao vất vả.
Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn
sẽ mắc phải những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ
phía các thầy cơ. Em xin chân thành cảm ơn.
Sinh viên thực hiện

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc 1


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

Nguyễn Minh Tuấn

MỤC LỤC
A.CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:............................2
1.CHỌN ĐỘNG CƠ:................................................................................................2
2.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.............................................................................4
B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN:.............................................5
I.THƠNG SỐ KĨ THUẬT BỘ TRUYỀN XÍCH CON LĂN:................................5
II.TRÌNH TỰ THIẾT KẾ GỒM CÁC BƯỚC:.....................................................6
III.THƠNG SỐ XÍCH:............................................................................................9
C. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC...............9
1. CHỌN VẬT LIỆU:............................................................................................9
2. XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO THÉP:...........................................................10
3. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH:.........................12
 TÍNH TỐN:..................................................................................................12
 KIỂM NGHIỆM:............................................................................................13
CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH:
.............................................................................................................................. 15
4. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM:...........................15
 TÍNH TỐN....................................................................................................15
 KIỂM NGHIỆM:............................................................................................16

CÁC THỐNG SỐ CƠ BẢN VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG CẤP
CHẬM:................................................................................................................18
5. KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BƠI TRƠN TRONG HỘP GIẢM TỐC:....18
D. TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN........................................19
I. TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ TRỤC:...............................................................19
II. THIẾT KẾ Ổ LĂN............................................................................................35
1.THIẾT KẾ Ổ LĂN Ở TRỤC ĐẦU VÀO (TRỤC I):.....................................35
2.THIẾT KẾ Ổ LĂN Ở TRỤC II (trục II):.......................................................36
3.THIẾT KẾ Ổ LĂN Ở TRỤC TẢI (trục III):.................................................37
E. THIẾT KẾ VỎ HỘP BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP:................38
TÀI LIỆU THAM KHẢO:........................................................................................45

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc 2


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

A.CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:
1.CHỌN ĐỘNG CƠ:
 Chọn Hiệu Suất Của Hệ Thống:
 Hiệu suất truyền động:

    
kn

x

2

4

br

ol

 Trong đó: theo bảng 3.3* ta chọn:
 kn  0.98
: hiệu suất khớp nối
 x  0.95

: hiệu suất bộ truyền xích

 brtru  0.98

: hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc, lưu ý là
dịng cơng suất sau khi phân đơi lại được nhập lại nên chỉ tính hiệu suất cho
một cặp bánh răng ở cấp phân đôi.
 ol  0.99
: hiệu suất một cặp ổ lăn
   0,98.0,95.0,99 .0,98  0,859
 Tính Cơng Suất Đẳng Trị (cơng suất tính tốn cần thiết):
 Cơng suất tính tốn:
4

2

2

P t  P td  P max

2

T1
T2
  .t 1    .t 2
T 
T 
t1  t 2
2

2

T1
 
.t 1   T 2  .t 2


Fv  T 
T 

1000
t1  t 2
T
4500.1  T

1000

2


 0,9T
 .28  

 T
28  12

2


 .12

 4,370(kW )

 Công suất cần thiết trên động cơ:
P t 4,370  5,087(kW )
P ct  


0,859

 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
 Số vòng quay trục công tác IV:
60000.v 60000.1

 29,382(v/ p)
n ct 

 .D
 .650
 Tỉ số truyền:
Dựa vào bảng 3.2* ,ta chọn:

u br1  u br 2  4,2 : tỉ số truyền của 2 cặp bánh răng trụ răng nghiêng
u br 3  2,7
: tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ răng thẳng
u x  2,1

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn

: tỉ số truyền của bộ truyền xích
GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc 3


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

 u ch  u br1.u br 2.u x  4, 2.2,7.2,1  23,814
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n sb  n ct.u ch  29,382.23,814  699,7(v / p)
 Chọn động cơ, bảng thông số động cơ điện:
Dựa vào P1.3 trang 237 sách “ Tính Tốn Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập
Một” của “Trịnh Chất – Lê Văn Uyển” ta chọn động cơ 4A132M8Y3 có cơng
suất 5,5 (kW) và số vòng quay là 716 (vòng/phút).
2.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
 Chọn tỉ số truyền của hệ dẫn động:
n

716
 24,368
u ch  
n ct 29,382
Ta chọn u h  12 , vậy tỉ số truyền của xích ống con lăn là

u ch  24,369  2,15
u h 4,2.2,7
2. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH:
 Tính tốn cơng suất trên trục:
ux 

P3 

P 4  F .v  4500.1  4,785kW
 x ol  x ol 0,99.0,95

P2 

P 3  4785  4,932kW
 br 3 ol 0,98.0,99

P1 

P 2  4932  5,083kW
 br1 ol 0,98.0,99

 Tính tốn số vịng quay các trục:

n1  n dc  716(v / p)

n1 n1 716  170,476(v / p)
n2   
u 1 u 2 4,2
n 2 170, 476  63,14(v / p)
n3  
2,7
u3
n 3 63,14  29,37(v / p)
n4  
u x 2,15
 Tính tốn moment xoắn từng trục:

P dc  9,55.10 6 5,083  69180,61(N.mm)
716.0,98
n dc
6 P1
6 5,083
 9,55.10
 67797(N.mm)
T 1  9,55.10
716
n1
T dc  9,55.10

6

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc 4

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

P 2  9,55.10 6 4,932  276288,75(N.mm)
170, 476
n2
6 P3
6 4,785
 9,55.10
 723736,93(N.mm)
T 3  9,55.10
63,14
n3
T 2  9,55.10

6

T 4  9,55.10

6

P 4  9,55.10 6 4,5  1463227,78(N.mm)
29,37
n4

 Bảng đặc tính:

Cơng suất P

(kW)
Tỉ số truyền u

Động cơ
(kW)

1

2

3

4

5,187

5,083

4,932

4,785

4,5

1

4,2

2,7

2,15

Số vòng quay n
(v/p)

716

716

170,476

63,14

29,37

Moment xoắn T
(N.mm)

69180,61

67797

276288,75

723736,93

1463227,78

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc 5


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN:
I.THƠNG SỐ KĨ THUẬT BỘ TRUYỀN XÍCH CON LĂN:
 Cơng suất bộ truyền: P = 4,785 kW
 Tỉ số truyền: u x  2,15
 Số vòng quay bánh dẫn: n 3  63,14(v / p )

 Moment xoắn T: T 3 723736,93(N.mm)
 Tải trọng va đập nhẹ, làm việc 1 ca 8h, quay 1 chiều, 1 dãy, bôi trơn liên tục,
nằm ngang, trục điều chỉnh được.
II.TRÌNH TỰ THIẾT KẾ GỒM CÁC BƯỚC:
1. XÍCH CHỌN LÀ XÍCH ỐNG CON LĂN
2. CHỌN SỐ RĂNG ĐĨA XÍCH DẪN THEO CÔNG THỨC:
z 1  29  2u x  29  2.2,15  24,7 răng, ta chọn z 1  25 (chọn số răng lẽ để cho
răng của đĩa xích mịn đều hơn, thời gian sử dụng lâu hơn).
3. TÍNH SỐ RĂNG ĐĨA XÍCH THEO CƠNG THỨC:
z 2  z 1.u x  25.2,1553,75 răng, ta chọn z 2  54120
4. XÁC ĐỊNH CÁC HỆ SỐ ĐIỀU KHIỂN SỬ DỤNG XÍCH THEO CƠNG
THỨC:

K  K r K a K o K dc K b K lv  1,2.1.1.1.1.11,2
Trong đó:

K r  1,2 : hệ số tải trọng động (tải va đập nhẹ).

K a  1 : hệ số xét đến ảnh hưởng khoảng cách các trục hay chiều dài xích (
a  40 p c ).

K o  1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền (đường nối tâm nằm

ngang).

K dc  1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích (trục

điều chỉnh được).

K b  1 : hệ số xét đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn nhỏ giọt).
K lv  1 : hệ số xét đến chế độ làm việc (làm việc 1 ca).

5. TÍNH TỐN CƠNG SUẤT TÍNH TỐN:

p t  K .K z.K n P 1   P 
Kx
Trong đó: tra bảng 5.4*

p t : cơng suất tính tốn
K = 1,2: hệ số điều kiện sử dụng xích
SVTH: Nguyễn Minh Tuấn

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc 6


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

n 01  50  0,792
n1 63,14
: hệ số vòng quay
25 25
K z   1
z 1 25 : hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích
Kn 

K x  1 : hệ số ảnh hưởng đến số dãy xích (1 dãy)

 P  : công suất cho phép bộ truyền đai 1 dãy có bước xích
1,2.1.0,792.4,785
 4,548(kW )
1
Ta được:
 n 01  50(v / p )  [P]  5,83(kW )  p c  31,75mm (theo bảng 5.4*)

pt 

6. SỐ VỊNG QUAY GIỚI HẠN:
Tương ứng với bước xích p c  31,75 theo bảng 5.2* ta được số vòng quay giới


(v / p) mà n1  63,14 (v / p) nên thỏa điều kiện
hạn cho phép là n gh 630
này.
7. VẬN TỐC TRUNG BÌNH CỦA XÍCH:

n z p 63,14.25.31,75  0,835(m / s )

v   Dn1  1 1 c 
60000 60000
60000
1000 P 1000.4,785

 5730,54 N
Ft 
v
0,835
Lực vịng có ích:
8. TÍNH TỐN KIỂM NGHIỆM BƯỚC XÍCH THEO CƠNG THỨC (5.26*)

[ ]
VỚI p 0 CHỌN THEO BẢNG 5.3* LÀ 29MPa:
4,785.1,2
KP1
 600 3
 30,03mm
25.63,14.1.29
z 1n1 K x  p o 

Do p c 31,75 nên điều kiện trên được thỏa.

p c  600 3

9. CHỌN KHOẢNG CÁCH TRỤC:
Khoảng cách trục sơ bộ: a  (30 50) p c = 40.31,75 = 1270 mm
2



   p
X

 z1 z 2   z 2 z1  c
2
pc pc
 2  a
Số mắt xích:
2
2.40 p c 25  54  54  25  p c




2
pc
 2  40 p c
L

2a

 120

Ta sẽ chọn số mắt xích là số chẵn: X  120 mắt xích.

L

 120.31,57  3810mm

Xp c

Chiều dài xích:
Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức:
SVTH: Nguyễn Minh Tuấn

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc 7


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

2
2



z
z
z
1 z 2 
2  z1 
1  z2
a  0,25 p c  X 
 X
  8
 
2
2
2






 

2
2

25

54
54

25
25  54




 0,25.31,75 120 
 120 
  8
 
2
2
2






 


 1269,48 mm
Ta chọn a = 1270 mm (giảm khoảng cách trục (0,002  0.004)a)
10. SỐ LẦN VA ĐẬP XÍCH TRONG 1 GIÂY:

4v z 1n1 25.63,14


 0,877   i   16
L 15 X
15.120
p c  31,75

i

Theo bảng 5.6* với bước xích
, chọn
Kiểm tra xích theo hệ số an tồn theo công thức:

 i   16

Q
  s
F tk d  F v  F o
88500
 12,35  8,5

1,2.5730,54  2,65  284,06
s

 Thỏa mãn điều kiện


Trong đó: tra bảng 5.2** với bước xích p c 31,75 ta được:
 Tải trọng phá hỏng Q = 88,5kN.

k d  1,2 : với chế độ làm việc trung bình.
 F t  5730,54 N : lực vòng
2
2


 2,65 N : lực căng do lực ly tâm gây ra với q là
qv
3,8.0,835
F
v



khối lượng một mét xích.


F o  9,81k f qa  9,81.6.3,8.1,27  284,06 N : lực căng ban đầu của

 6 : hệ số của độ võng ứng với bộ truyền nằm ngang.
dây xích với k f

  
: hệ số an toàn cho phép, trị số cho trong bảng 5.10**
11. TÍNH LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC:

s  8,5

F r  K m F t  1,15.5730,54  6590,121N
Trong đó: K m  1,15 là hệ số trọng lượng xích (bộ truyền xích nằm ngang)

12. ĐƯỜNG KÍNH ĐĨA XÍCH:

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc 8


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

p c z 1 25.31,75
z p 54.31,75  545,74mm

 252,66mm; d 2  2 c 




d a1  d 1  0,7 p c  274,89mm; d a 2  d 2  0,7 p c  567,97mm

d1 

250.4,785.1,2

bp c  250 PK2 r 
2
1. 3 0,835
Kv3 v
Chiều rộng bánh xích:

 1618,87mm

2

Cuối cùng, ta chọn b = 51 mm
3 2

1

1,1.10
v  1 : hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc.
K
v
Trong đó:

III.THƠNG SỐ XÍCH:
Cơng suất bộ truyền
Tỉ số truyền
Số vịng quay
- Bánh dẫn

- Bánh bị dẫn
Số răng
- Bánh dẫn
- Bánh bị dẫn

P = 4,785 (kW)
u = 2,15
n1  63,14(v / p)
n 2  29,37(v / p )

z 1  25(v / p)
z 2  54(v / p )

Bước xích

p c  31,75mm

Khoảng cách trục

a  1270mm

Số mắc xích

X  120 mắc xích

Đường kính vòng lăng
- Bánh dẫn
- Bánh bị dẫn

d 1  252,66mm

d 2  545,74mm

Đường kính vịng đỉnh
- Bánh dẫn
- Bánh bị dẫn

d a1  274,89mm
d a 2  567,97 mm

Chiều rộng bánh xích

b = 51 mm

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc 9


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

C. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM
TỐC
1. CHỌN VẬT LIỆU: tra bảng 6.1** ta chọn được vật liệu:
Vật liệu

Nhiệt
luyện

 

 

MPa

MPa

Độ cứng
HB

b

ch

Bánh răng
chủ động

Thép 45

Tôi cải
thiện

850

580

241..285

Bánh răng

bị động

Thép 45

Tôi cải
thiện

750

450

192..240

2. XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO THÉP:
Đối với bánh dẫn ta chọn độ cứng trung bình HB1  250
Đối với bánh bị dẫn ta chọn độ cứng trung bình HB 2  225
Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt.
a. Số chu kì làm việc cơ sở:
7
2,4
2,4
N HO1  30HB1  30.250  1,71.10 chu kì
7
2,4
2,4
N HO 2  30 HB 2  30.228  1,37.10 chu kì

N FO1  N FO 2  5.10 chu kì
6

b. Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
Hai cặp bánh răng cấp nhanh – bánh răng nghiêng:
+ Đối với bánh dẫn:
mH /2

 Ti 
N HE1  60c  
 n it i
T
 max 
 T  3  0,9T  3 
 60.1.960.   t 1  
 t 2
 T  
 T 
t1 

Trong đó:
Từ đây suy ra:

28
L h  0,7 L h
28  12
; t 2  0,3L h

N HE1  18,542.10 chu kì
8

Tương tự:

6
6
8
N FE1  60.1.960. 0,7.1  0,3.0,9  .4.365.24  17,346.10 chu kì

Đối với bánh bị dẫn:

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
10

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019
8

8
N HE1  18,542.10 
4,415.10
N HE 2 

u

4, 2

chu kì

8

N FE 2 

8
N FE1  17,346.10 
4,13.10

u

4,2

chu kì

N HE1  N HO1; N HE 2  N HO 2; N FE1  N FO1; N FE 2  N FO 2
Cho nên: K HL1  K HL 2  K FL1  K FL 2  1
Vì:

Cặp bánh răng cấp chậm – bánh răng thẳng:
+ Đối với bánh dẫn:

N HE 3  4,415.10 chu kì
8
N FE 5  4,13.10 chu kì
8

+ Đối với bánh bị dẫn:
8

8
N HE 5  4,415.10 

1,635.10
N HE 6 

u

2,7

chu kì

8

N FE 6 

8
N FE 5  4,283.10 
1,53.10

u

2,7

chu kì

N HE 5  N HO 5; N HE 6  N HO 6; N FE 5  N FO 5; N FE 6  N FO 6
Cho nên: K HL 5  K HL 6  K FL 5  K FL 6  1
Vì:

c. Giới hạn tiếp xúc và giới hạn uốn của bánh răng:

 0 H lim  2 HB  70

=>  0 H lim1   0 H lim3   0 H lim5  2.250  70  570 MPa
=>  0 H lim 2   0 H lim 4   0 H lim 6  2.228  70  526 MPa
 0 F lim  1,8HB
=>  0 F lim1   0 H lim3   0 H lim 5  1,8.250  450 MPa
=>  0 F lim 2   0 H lim 4   0 H lim 6  1,8.228  410,4 MPa
d. Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Tính tốn sợ bộ lấy Z R Z V K L K XH  0,9

   

0 H lim

H

 0 H lim.0,9
Z R Z V K L K XH .
K HL 
K HL
sH
sH

Trong đó:

 0 H lim : Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở
K HL : Hệ số tuổi thọ
s H : hệ số an tồn
Khi tơi cải thiện s H  1,1 . Do đó:
SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
11

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

570.0,9
 466,4 MPa
1,1
526.0,9

 430, 4MPa
1,1

  
H1

 
H2

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn:
+ Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

       466, 4  40, 4  448, 4MPa
   
H1

H

H2

2

2

+ Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

   
H

H min

      430,4MPa
H2

e. Ứng suất uốn cho phép:

   
F

0 F lim

sF

K FL

Trong đó:

 0 F lim : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
K FL : hế số tuổi thọ
s F : hệ số an toàn
Chọn s F  1,75 . Ta có:
450
.1  257 MPa
1,75
410, 4
.1  234,5MPa
  F 2 
1,75
3. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH:

  
F1

 TÍNH TỐN:

Moment xoắn trên bánh răng chủ động: T 1  67797Nmm

a w  43.(u  1). 3
Khoảng cách trục:

 43.(4,2  1). 3

T 1/2 K H 
2
 ba  H  u

67797/2.1,03

2  113,64 mm
0,315.4,2.448,4

Ta chọn khoảng cách trục là a w  160mm
Trong đó:
Tra bảng 6.15* , chọn
SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
12

 ba  0,315

theo tiêu chuẩn. Ta được:
GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

 bd 

 ba (u  1)
2

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

0,315(4,2  1)
 0,819
2



Tra bảng 6.4*, nội suy tuyến tính ta được:

K H   1,03 và K F   1,087

Mô đun răng :

m   0,01  0,02  a w  1,6  3, 2mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 2,5 mm.


Từ điều kiện 40    30
o

Suy ra:

2a w cos30   2a w cos 40
z1
m(u  1)

o

m(u  1)

o

2.160.cos30   2.160.cos 40
z1

o

2,5(4,2  1)
2,5(4, 2  1)
21,32  z 1  18,86
Ta chọn z 1  21 răng > z min  17 răng

z 2  21.4,2  88,2 chọn z 2  88 răng < z max  120 răng
m(  )
2,5.(21  88)
o
  arccos z 1 z 2  arccos
 31,62
2.160
2a w
Góc nghiêng răng:
Các thơng số hình học chủ yếu của bánh răng:
Đường kín vịng chia:
mz 1  2,5.21  61,65mm
d1 
0
cos  cos31,62
mz 2  2,5.88  258,35mm
d2 
0
cos  cos31,62
Đường kính vịng đỉnh:

d a1  d 1  2m  61,65 2.2,566,65mm

d a 2  d 2  2m  258,35  2.2,5 263,35mm
m  z 1  z 2  2,5.(21  88)



aw
o  160 mm
2cos(

)
2cos(
)
31,62
Khoảng cách trục:
Chiều rộng vành răng:

b 2   ba.a w  0,315.160  50,4mm
   50,4  5  55,4 mm
- Bánh dẫn: b1 b 2 5
- Bánh bị dẫn:

Vận tốc vòng quay bánh răng:

v   d 1n1 
60000

 .61,65.716
 2,31m / s
60000

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
13

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

Tra bảng 6.3* => cấp chính xác của bánh răng là cấp 9 ( v max  3m / s )
Từ đó, tra bảng 6.6* kết hợp nội suy tuyến tính ta được:

K Hv  1,05 và K Fv  1,1
 KIỂM NGHIỆM:

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

H
H

 
H

Z M Z H Z  2T 1/2 K H .(u  1)
d w1
ub w

190.2,3.0,816 2.67797.1,082(4,2  1)
 245,54 MPa
61,65
2.4,2.50,4
. . . .

1.0,95.0,924.1.1,022
  OH lim K HL Z R Z V K l K xH  548
 447,04 MPa
1,1
sH

Trong đó:

Z M  190MPa : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp
1/2

bằng thép

ZH 

4cos 



sin 2 tw

4cos31,62



sin 2.20

 2,3
: hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp

xúc

Z 

1
1

 0,816
1,5

: hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc

   1,5 : hệ số trùng khớp ngang.

K H  K H  K Hv 1,03.1,051,082 : hệ số tải trọng động
Z R  0,95 : hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: R a  2,51,25 m

Z V  0,85v  0,924 : hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng
K l 1 : hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn
0,1

K xH  1,05 

d

10

4

 1,022

: hệ số ảnh hưởng của kích thước răng

  H    H   do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.
Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

F

Y F F t K FY  Y  
 F
b wm

1

3,39.2200, 43 / 2.1,196.0,667.0,6
 11,805MPa
50,4.3

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
14

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

2

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

3,09.2200, 43 / 2.1,196.0,667.0,6

 10,76 MPa
50,4.3

Trong đó:

Y 

1

 0,667


: hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang
1000 P1  1000.5,083  1100,215 N
Ft 
2,31
v1
: lực vòng

K F  K F  K FV 1,087.1,11,196 : hệ số tải trọng động
    0,6
Y  1
120
: hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn.
13, 2 27,9 x
13,2
2

 0,092 x  3,39 Y F 2  3 
 3,09

Y F1  3 
142,5
z v1
z v1
;
hệ số
dạng răng theo số răng tương đương zv

z v1 

z 1  34
z 2  142,5
z v2 
3
3
(cos  )
(cos

)
răng và
răng

với x  0 và
Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

  
F1

257
 75,81

3,39

Y F1
  F 2   234,5  75,9
3,09
- Bánh bị dẫn: Y F 2
- Bánh dẫn:

Từ dữ liệu trên, suy ra:

  F 1    F 1

  F 2    F 2

=> Do đó, độ bền uốn được thỏa mãn

CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH:
Thông số
Khoảng cách trục mm
Modun mm
Chiều rộng mm
Tỉ số truyền
Số răng
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng răng

kí hiệu

Đường kính vịng chia mm

dw

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
15

aw
m

bw
u

z 1; z 2
x



Bánh răng 1 Bánh răng 2
160 mm
2,5 mm
55,4 mm
50,4 mm
4,05
21 răng
88 răng
0


31,62 (- 31,62 )
61,65 mm

258,35 mm

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

Đường kính vịng đỉnh mm

ĐỒ ÁN MƠN HỌC - 2019

d aw

66,65 mm

263,35 mm

4. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM:
 TÍNH TỐN:

 Moment xoắn trên bánh răng chủ động: T 2  266421,18

a w  50.(u  1). 3
 Khoảng cách trục:

T 2K H
2
 ba  H  u

276288,75.1,02

 207,38mm
2
0,4.2,7.430,4
Ta chọn khoảng cách trục là a w  200mm
 50.(2,7  1). 3

Trong đó:
Tra bảng 6.15* , chọn

 bd 

 ba (u  1)
2



 ba  0,4 theo tiêu chuẩn. Ta được:

0, 4(2,5  1)
 0,7
2

Tra bảng 6.4*, nội suy tuyến tính ta được:

K H   1,02 và K F   1,035

 Mô đun răng :

m   0,01  0,02  a w  2  4mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 3 mm.

z1  z 2 

2a w  133,33

m
răng => 133 răng
z 1  z 2  133  35,9
z1 
u  1 3,7
Số răng bánh dẫn:
răng
Ta chọn: z 1  38 răng
z 2  13336 97
95
u  z2 
 2,69
38
z
1
Tính lại tỉ số truyền:

 Tổng số răng:

 Các thông số hình học chủ yếu của bánh răng:
Đường kín vịng chia:

d 1  mz 1  3.36  108mm
d 2  mz 2  3.97  291mm

Đường kính vịng đỉnh:

d a1  d 1  2m 108 3.2 114mm

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
16

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

d a 2  d 2  2m  291 2.3 297mm
m  z 1  z 2  3.(30  76)

 199,5mm
aw 
2
2
Khoảng cách trục:
Chiều rộng vành răng:
-

b 2   ba.a w  0,4.199,5  79,8mm
   79,8 5  84,8mm
Bánh dẫn: b1 b 2 5
Bánh bị dẫn:

 Vận tốc vòng quay bánh răng:

v   d 3n 3 
60000

 .108.170,476
 0,96m / s
60000

Tra bảng 6.3* => cấp chính xác của bánh răng là cấp 9 ( v max  3m / s )
Từ đó, tra bảng 6.5* kết hợp nội suy tuyến tính ta được:

K Hv  1,02 và K Fv  1,11

 KIỂM NGHIỆM:

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

H
H

 
H

Z M Z H Z  2T 2 K H .(u  1)
d w1
ub w

190.2,495.0,913 2.276288,75.1,05(2,7  1)
 400MPa

108
2,7.79,8
. . . .
1.1.0,86.1.1,019
  OH lim K HL Z R Z V K l K xH  526
 419,05MPa
1,1
sH

Trong đó:

Z M  190MPa : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp bằng
1/2

thép

ZH 

4

sin 2 tw



4
 2,495
sin 2.20
: hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

4  1,5

 0,913
Z   4   
3
3
: hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc.
   1,5 : hệ số trùng khớp ngang.
K H  K H  K Hv 1,03.1,02 1,05 : hệ số tải trọng động
Z R  1 : hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: R a  1,250,63 m

Z V  0,85v  0,86 : hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng
K l 1 : hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn
0,1

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
17

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

d

K xH  1,05 

10

4

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

 1,019
: hệ số ảnh hưởng của kích thước răng

  H    H   do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.
 Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

F

Y F F t K FY  Y  
 F
b wm

3,367.5137,5.1,166.0,667.1
 56,2MPa
79,8.3
3,14.5137,5.1,166.0,667.1
 52,41MPa
2
79,8.3

1

Trong đó:

Y 

1

 0,667


: hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang
1000 P 2  1000.4,932  5137,5 N
Ft 
0,96
v
: lực vòng

K F  K F  K FV 1,05.1,111,166 : hệ số tải trọng động
Y   1 : hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn.
13,2 27,9 x
2

 0,092 x  3,367 Y F 2  3  13,2  3,14
Y F1  3 
97
z1
z1
;
hệ số dạng
răng theo số răng tương đương zv

với x  0 và z 1  38 răng và z 2  95 răng
Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

  
F1

-

Bánh dẫn: Y F 1

257
 76,33
3,367

    234,5  74,68
F2

- Bánh bị dẫn: Y F 2
Từ dữ liệu trên, suy ra:

3,14

  F 1    F 1

  F 2    F 2

=> Do đó, độ bền uốn được thỏa mãn.

CÁC THỐNG SỐ CƠ BẢN VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG CẤP CHẬM:

Thơng số
SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
18

kí hiệu

Bánh răng 1

Bánh răng 2

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

Khoảng cách trục mm
Modun mm
Chiều rộng mm
Tỉ số truyền
Số răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vịng chia mm
Đường kính vịng đỉnh mm

ĐỒ ÁN MƠN HỌC - 2019

aw
m

bw
u

z 1; z 2
x

dw
d aw

200 mm
3 mm
84,8 mm
79,8 mm
2,5
36 răng
97 răng
0
108 mm
291 mm
114 mm
297 mm

5. KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN TRONG HỘP GIẢM TỐC:
 Mục đích của việc bơi trơn hộp giảm tốc:
+ Giảm lực lực ma sát, tăng hiệu suất
+ Giảm hao mịn chi tiết
+ Làm mát chi tiết nóng lên do ma sát
+ Bảo vệ chi tiết khỏi rỉ sét
+ Đảm bảo tính khít của các bộ phận ma sát
+ Liên tục làm sạch chi tiết…..
 Không thể vân hành và bảo quản trong thời gian lâu mà khơng có bôi trơn
 Chọn phương pháp bôi trơn: Dùng bể chứa dầu.
 Điều kiện bôi trơn trong bể chứa dầu đối với hợp giảm tốc 2 cấp:
1. Mức dầu thấp nhất ngập chiều cao răng h 2(h 2  2,25m  2,25.3 6,75mm ) của
bánh răng 2 ( nhưng ít nhất 10mm)
2. Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấm nhất : h max  h min  10...15mm
3. Mức dầu cao nhất khơng được ngập q 1/3 bán kính bánh răng 4

d a 4  297  49,5mm
6

6

Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo bơi trơn phải thỏa mản bất đẳng thức sau:
1
1
H  d a 2  h 2   10...15   d a 4
2
3
nếu h 2  10mm (1)

1
1
2
3
nếu h 2  10mm (2)
Vì h 2  6,75mm 10mm nên ta sử dụng bất đẳng thức thứ (2) :
1
1
H  263,25  10   10...15   111,625...106,625  297  99mm
2
3

H  d a 2  10   10...15   d a 4

Do đó, hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn.

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn

19

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MƠN HỌC - 2019

D. TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN
I. TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ TRỤC:
1. CHỌN VẬT LIỆU:
Vật liệu thường dùng trong thiết kế trục hộp giảm tốc là thép C45 thường hóa. Tra
bảng 6.1** về cơ tính của vật liệu ta chọn :   75MPa và     15...30MPa và

 b  700 MPa

2. XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH SƠ BỘ CỦA CÁC TRỤC:

d1 

3

d2 

3

d3 

3

5T 1  3 5.67797  17,81mm
20

30.2

5T 2  3 5.276288,75  35,84mm
25

30

5T 3  3 5.723736,93  49, 4mm
20

30

Ta chọn đường kính sơ bộ của các trục là:

d 1  30mm , d 2  40mm , d 3  50mm

3. CHỌN NỐI TRỤC ĐÀN HỒI:

Moment xoắn: T 1  67797 Nmm  67,8 Nm
SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
20

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MƠN HỌC - 2019

Đường kính trục nối đàn hồi: d 1  25mm
 Ta chọn nối trục vòng đàn hồi.
Sử dụng nối trục vong đàn hồi có nhiều ưu điểm với khả năng giảm chấn, bù được
các sai lệch của trục nhờ biến dạng của các chi tiết đàn hồi và đề phòng được cộng
hưởng do dao động xoắn gây nên.
 Theo bảng 11.6*** ta có được:
d 1  25mm ; D  120mm ; D o  84mm ; d m  52mm ; l 1  20mm , l 2  25mm ; c  2mm ;
d c  14mm ; l c  33mm ; Ren M 10; d o  27mm ;l o  28mm
 Kiểm nghiệm độ bền uốn chốt theo công thức:

F

32 KTl c  32.1,45.67797.33  4,485MPa 
  F   60  80MPa
3
3
 d 1 Do z
 28 .84.4

 Kiểm nghiệm điều kiện bền dập giữa chốt và vòng cao su:

d

2 KT

zD o d cl o



2.1,45.67797
 1MPa    d   2  3MPa
6.84.14.28

Trong đó:
K= 1,45: hệ số chế độ làm việc.
z=4: số chốt

D o  84mm : đường kính vịng trịn qua tâm các chốt.
d c  14mm : đường kính chốt.
l o  28mm : chiều dài ống cao su.
l c  33mm : chiều dài chốt.
  d   2  3MPa : ứng suất dập cho phép của vật liệu ống cao su.

    60  80MPa : ứng suất uốn cho phép của chốt.
F

4. XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ CÁC ĐIỂM ĐẶT LỰC:
Tra bảng 10.4** ta có được:

II

Hộp giảm tốc bánh
răng trụ 2 cấp
phân đôi cấp
nhanh

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn

21

III

l 22  0,5(l m 22  w 2)  k
l 23  0,5(b 23  w 2)  2k  l m 22
l 24  0,5(l m 24  w 2)  3k  l m 22  b 23
l 21  l 24  0,5(l m 24  w 2)  k
l 32  l 23
l 31  l 21
l c 33  0,5  b 03  l m 33   k  h n
l 33  l 31  l c 33
GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

Tra bảng 10.2** tính gần đúng chiều rộng ổ lăn là:

b 01  19mm ; b 02  23mm ; b 03  27mm

Tra bảng 10.3*,ta chọn: k=10mm

w1  30 55mm chọn w1= 40 mm
w2  30 70mm chọn w2 = 50 mm
w3  50 90mm chọn w3 = 60 mm

Chọn 1 w duy nhất: w = 60 mm

Ta tính được các khoảng cách sau:

Trục 2:

l 22  0,5(1,2d w 2  w )  k  0,5.(1,2.40  60)  10  64mm
l 23  0,5(b 23  w )  2k  1,2b w 2  0,5(84,8  60)  20  1,2.40  140,4mm
l 24  0,5(l m 24  w )  3k  l m 22  b 23  140,4  0,5.(84,8  1,2.40)  10  216,8mm
l 21  l 24  0,5(l m 24  w )  k  216,8  0,5.(1,2.40  60)  10  280,8mm
Trục 3:
SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
22

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

l 32  l 23  140,4mm
l 31  l 21  280,8mm
l c 33  0,5  b 03  l m 33   k  h n  0,5(27  1,2.50)  10  35  88,5mm
l 33  l 31  l c 33  280,8  88,5  369,3mm
Trục 1:

l c11  0,5w  l 1  k kn  0,5.60  20  20  70mm
l 11  l c11  l 21  280,8  70  350,8mm
5. XÁC ĐỊNH LỰC VÀ MOMENT TÁC ĐỘNG LÊN TRỤC:
a. Trục I:

F kn  (0,2...0,3)

2T 1  0,2 2.67797  322,84 N
84
Do

2T 1  2.67797  1099,7 N
d 1 61,65.2
o
o
2199,4/2 tan 20
F
t 1 tan 20

 470,04 N
F r1  F r 2 
o
cos(  )
cos31,62
o
F a1  F a 2  tan  F t1  1099,7 tan 31,62  677,07 N
61,65
d1
 20870,66 N .mm
M 1  F a1  677,07
F t1  F t 2 

2

 Tính tốn ta có được các lực sau:

2

R Ay  389,56 N ; R Dy  873,36 N
R Ax  1099,7 N ; R Dx  1099,7 N

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
23

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MƠN HỌC - 2019

 Vị trí có moment tương đương lớn nhất: theo thuyết bền 4

M td  M Bx  M By  0,75T B
B

2

2

2

 45802,5  70380,8  0,75.33898,5
2

2

2

 88955,93Nmm

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
24

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc


Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019

B

88955,93
M td
3
 22,8mm
dB  3
0,1.  F 
0,1.75
d Btt  1,05d  1,05.22,8  23,9mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn: d B  d C  30mm
16T
16.67797 / 2
3


 17,92mm
  
 .30
Vậy ta thiết kế trục 1 với: d A  d D  25mm; d E  20mm

d min  10 3

 Chọn then bằng C45 ( tra bảng 13.1) với b = 8 mm, h = 7 mm, t1 = 4 mm, t2 = 3,3
mm.

 Kiểm nghiệm then:
+ Kiểm nghiệm độ bền dập của then theo công thức:
SVTH: Nguyễn Minh Tuấn
25

GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc