[Type the document title]

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển với xu hướng công nghiệp hóa hiện đại hóa, sự phát
triển của những lĩnh vực khoa học kỹ thuật như Cơ khí, Cơ điện tử, Điện, Điện tử, Tự động hóa,
Công nghệ thông tin... Giữ vai trò đặc biệt quan trọng, sự phụ thuộc của con người đã đang và
tiếp tục được thay thế bởi máy móc tự động hóa, mà ở đó con người có thể điều khiển được hệ
thống dây truyền hoạt động trơn chu. Từ đó làm tăng năng suất lao động, giảm giá thành sản
phẩm, đảm bảo an toàn cho người lao động. Để làm được điều đó những người kỹ sư phải có
trình độ cũng như kiến thức chắc chắn về chế tạo, điều khiển tự động và vận hành. Vì vậy sự đầu
tư, quan tâm cho sự phát triển trong tương lai phải được thực hiện một cách nghiêm túc từ ngay
từ trong các trường Đại học kỹ thuật nơi mà các sinh viên là kỹ sư, cử nhân tương lai đang theo
học.
Đồ án môn học Chi tiết máy là tiền đề cơ bản cho sinh viên ngành cơ khí khi còn ngồi trên
ghế nhà trường. Bước đầu định hướng được việc mình phải làm gì, làm như thế nào, cách thức
thực hiện ra sao… Để hiểu thiết kế được từng chi tiết máy từ đơn giản nhất tới phức tạp hơn rồi
tới một sản phẩm máy hoàn chỉnh có công dụng nhất định trong tương lai, qua đó có cách nhìn
đúng đắn hơn về ngành nghề mình đang theo học và thêm yêu nghề hơn.
Nội dung chính đồ án đề cập tới vấn đề cơ bản nhất trong thiết kế máy và chế tạo máy. Để
làm được đồ án này mỗi sinh viên phải nắm được kiến thức cơ bản trong các tài liệu và môn học
nguyên lý máy, chi tiết máy, dung sai kỹ thuật đo, vật liệu học, cơ lý thuyết, sức bền vật liệu,
tính toán thiết kế hệ dẫn động trong cơ khí, đọc được bản vẽ kỹ thuật, phải biết được các thuật
ngữ các kí hiệu trong ngành cơ khí. Cùng với đó là không thể thiếu sự ứng dụng của các phần
mềm thiết kế cơ bản trong cơ khí chế tạo như Autodesk AutoCAD 2D, Autodesk AutoCAD
Mechanical, Autodesk Inventor 3D, SolidWorks 3D, Catia… Đồng thời khi thiết kế chúng ta
phải bám sát với thực tế để sao cho sản phẩm tạo ra có giá thành hợp lý, chi phí sản xuất thấp,
tính thẩm mỹ cao, tuổi thọ tốt đảm bảo yêu cầu kỹ thuật thì mới có thể cạnh tranh trên thị trường.
Khi thực hiện làm đồ án em cũng gặp phải một số khó khăn nhất định. Như kiến thức về chi
tiết máy, kỹ năng vẽ Autocad 2D, Autodesk Inventor 3D còn gặp nhiều hạn chế. Được sự giúp
đỡ nhiệt tình của quý thầy cô trong khoa Công nghệ cơ khí trường Đại học Điện lực và đặc biệt

là thầy giáo hướng dẫn ThS. Nguyễn Hồng Lĩnh, cùng với đó là sự giúp đỡ của các bạn thành
viên trong khoa Công nghệ cơ khí và các bạn trong lớp Đ7-CNCK mà em đã hoàn thành được đồ
án môn học này.

1


[Type the document title]

Do lần đầu tiên thực hiện với vốn kiến thức tổng hợp được còn nhiều hạn chế, cho nên dù đã có
nhiều cố gắng nhưng sai sót là điều không thể tránh khỏi. Em rất mong nhận được sự đóng góp
của thầy và các bạn để cho lần làm sau được tốt hơn.
Em xin chân thành cảm ơn!

Hà Nội, 6-2015
Sinh viên thực hiện

Giảng viên hướng dẫn

2


[Type the document title]

MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU…………………………………………………………………..1
PHẦN 1 : NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN………………………………………………...5
I.
II.


Thông tin sinh viên………………………………………………...…..5
Thông tin đề tài……………………………………………...…………5

PHẦN 2 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN…..6
I.
II.
III.

Chọn động cơ……...…………………………………………………....6
Phân phối tỉ số truyền………………………………………………......7
Lập bảng đặc tính…………………………………………………………………..7

PHẦN 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI BỘ TRUYỀN
ĐAI THANG…………………………………………………………………...9
PHẦN 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG…………………………………………............13
I.
II.
III.

Tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng…….……13
Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng……………..19
Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu ………………………………25

PHẦN 5 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN…………………….28
I.
II.

Tính toán thiết kế các trục……………………………………..……..28
Tính toán thiết kế và chọn then………………………………………56


PHẦN 6 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI…….57
I.
II.

Tính toán thiết kế và chọn ổ lăn……………………………………...57
Tính toán thiết kế và chọn khớp nối………………………………….65

PHẦN 7: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC, THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI
TIẾT LIÊN QUAN………………………………………………….…...........66
I.
II.

Bôi trơn hộp giảm tốc…………………………………………….......66
Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết liên quan……………………………..67
3


[Type the document title]

PHẦN 8 : CÁC CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP VÀ BẢNG DUNG SAI LẮP
GHÉP……………………………………..........................................................77
TÀI LIỆU THAM KHẢO………………………………………………….....80

4


[Type the document title]

PHẦN1 - NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN.

1. Thông tin sinh viên:
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Tuấn Anh
Lớp: Đ7-CNCK
2. Thông tin đề tài:
2.1. Tên đề tài.
--------THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI-------2.2. Mô tả hệ thống.

2.3.

Số liệu thiết kế.
• Lực vòng trên xích tải: F = 3000N
• Vận tốc xích tải: v = 1,3m/s
• Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 11răng
• Bước xích tải: p = 110 mm
• Thời gian phục vụ: L = 9 năm
• Quay một chiều, làm việc hai ca, tải trọng va đập nhẹ.
(một năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8h)

Chế độ tải: T1 = T; t1 = 30s; T2=0,7T; t2 = 36s
5


[Type the document title]

PHẦN 2 TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ
VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I.

CHỌN ĐỘNG CƠ.
• Hiệu suất toàn bộ hệ thống:

η = ηkn.η br.ηd. ηx.ηol2
trong đó hiệu suất các bộ truyền ta chọn như sau:
ηkn =0.99 hiệu suất khớp nối
η br= 0.97 hiệu suất bánh rang.
ηd=0.96 hiệu suất bộ truyền đai.
ηx=0.96 hiệu suất bộ truyền xích.
ηol= 0.99 hiệu suất một cặp ổ lăn.
• Ta có η=0.99*0.97*0.96*0.96*0.992= 0.87
• Công suất trên trục xích tải
Pt= = =3.9 (kw).
• Công suất đẳng trị trên trục xích tải
=3.9. =3.3 kw.
•

Công suất cần thiết trên trục động cơ là:
Pct===3.8 kw.
 Xác Định Số Vòng Quay Sơ Bộ Của Động Cơ.
• Số vòng quay của trục công tác.
(v/ph)
•

Tỉ số truyền.

Trong đó: = 8 : Tỉ số truyền hộp giảm tốc.
= 3 : Tỉ số truyền bộ truyền đai thang.
• Số vòng quay sơ bộ của động cơ.
(v/ph)
 Chọn Động Cơ Điện, Bảng Thông Số Động Cơ Điện.

Kiểu động cơ

4A112M4Y3
II.

Công suất
(kW)
7,5

Vận tốc
quay (v/ph)
1455

Cos φ

η%

0,86

87,5

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
Chọn Tỉ Số Truyền Của Hệ Thống Dẫn Động.
Ta chọn

6

2,2

2,0



[Type the document title]

=> Tỉ số truyền của bộ truyền xích ống con lăn là:
Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển:

u1 = 1,5u2
u
hgt
8
u2 =
=
= 2,31
1,5
1,5
u1 = 1,5u2 = 1,5.2,31 = 3,47
Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc:

u

hgt

= 2,39.3, 47 = 8,29

Sai số tỉ số truyền hộp giảm tốc:

∆=

8-8,29
= 0,036%
8


III- LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.
 Tính Toán Công Suất Trên Trục

P 4.45
P = 1 =
= 4.64kW
dc η
0.96
d

 Tính Toán Số Vòng Quay Các Trục.

(v/ph)
(v/ph)
(v/ph)
 Tính Monen Xoắn Trên Các Trục.
7


[Type the document title]

 Bảng đặc tính.

Công Suất (KW)

Động cơ

Trục 1


Trục 2

Trục 3

Công tác

4.64

4.45

4.27

4.1

3.9

Tỉ số truyền u
Số vòng quay n
(vòng/phút)

3
1455

3,47
485

2,31
139,77

Momen xoắn T

(Nmm)

1
60,51

60,51
615518

8


[Type the document title]

PHẦN 3- THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG.
 Thông số kĩ thuật để thiết kế bộ truyền đai thang.
 Công suất bộ truyền: P = 4.64 kW.
 Tỉ số truyền: = 3
 Số vòng quay bánh dẫn:
 Tải trọng va đập nhẹ, làm việc hai ca.
 Trình tự thiết kế gồm các bước sau:
I- CHỌN LOẠI ĐAI.

Ta chọn loại đai
II-

Ƃ có

bt = 14; b = 17; a = 17; h = 10.5;y0 = 4; A = 138

XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH BÁNH ĐAI.

1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1.
- Dựa và bảng 4.13 (trang 59, tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 : Trịnh Chất

– Lê Văn Uyển) ta chọn đường kính bánh đai theo tiêu chuẩn

v=

π .160.1455
= 12,19m / s
60000

- Vận tốc đai
2. Xác định dường kính bánh đai lớn d2.

9

d1= 160 mm .


[Type the document title]

ξ = 0,01
- Chọn hệ số trượt

u=

n1 v1d 2
d2
=
=

n2 v2 d1 d1 (1 − ξ )

⇒ d 2 = u.d1 (1 − ξ ) = 3.160.(1 − 0,01) = 475,2mm

- Ta có
- Chọn d2 = 500 mm.

u=

d2
500
=
= 3,16
d1 (1 − ξ ) 160(1 − 0,01)

- Tỷ số truyền
- Sai lệch 5,3%
III- CHỌN SƠ BỘ KHOẢNG CÁCH TRỤC.
- Theo bảng 4.14(trang 60, tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 : Trịnh Chất –

Lê Văn Uyển) ta chọn khoản cách trục:

a ≈ d 2 = 500mm

IV- XÁC ĐỊNH CHÍNH XÁC CHIỀU DÀI ĐAI VÀ KHOẢNG CÁCH TRỤC.
1. Xác định chiều dài đai L.

π (160 + 500) (500 − 160)2
L = 2.500 +
+

= 2094mm
2
4.500
-

Chọn theo tiêu chuẩn L = 2120 mm

v
≤ imax = 10
L
v 12,19
i= =
= 5,75
L 2,12
i=

-

2. Tính lại khoảng cách trục

Kiểm nghiệm số vòng quay chạy trong 1 giây.

a

.

10


[Type the document title]


2.L − π (d 2 + d1 ) + [2.L − π (d 2 + d1 )]2 − 8(d 2 − d1 ) 2
a=
8
2.2120 − π (500 + 160) + [2.2120 − π (500 + 160)]2 − 8(500 − 160) 2
a=
8
= 513mm
V-

KIỂM NGHIỆM GÓC ÔM.
- Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ

α1 = 180o −

d 2 − d1 0
500 − 160 0
.57 = 180o −
.57 = 1420 = 2,48rad
a
513

α1 ≥ 1200

Thỏa điều kiện
VI- XÁC ĐỊNH SỐ ĐAI CẦN THIẾT.
- Số đai z được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trơn trượt giữa đai và bánh đai.
-

z≥


P
[ P0 ]Cα CuC LCZ Cr Cv

+/ Hệ số ảnh hưởng góc ôm đai
−α
−142




110
Cα = 1, 24 1 − e ÷ = 1, 24 1 − e 110 ÷ = 0,9




1

+/ Hệ số ảnh hưởng của vận tốc

Cv = 1 − 0,05 ( 0,01v 2 − 1) = 1 − 0,05 ( 0,01.12,19 2 − 1) = 0,98

+/ Hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền

u

Cu = 1,14

+/ Hệ số ảnh hưởng của số dây đai


u = 3,16 > 2,5
vì

Cz

ta chọn sơ bộ bằng 1.

+/ Hệ số ảnh hưởng của tải trọng, tải va đập
+/Hệ số ảnh hưởng chiều dài đai

CL =

6

Cr = 0,7

L 6 2120
=
= 0,99
L0
2240

11


[Type the document title]

v = 12,19; d1 = 160


•

L0=2240 đai loại Btra từ đồ thị thực nghiệm
+/ Theo đồ thị thực nghiệm ta chọn [P0]=3,8 kW khi d1=160 và đai loại Ƃ.
+/ Số đai được xác định theo công thức.

z≥

P
4.64
=
= 2.05
[ P0 ]Cα Cu CLCZ CrCv 3,8.0,9.1,14.0,99.1.0,6.0,98

Chọn số đai z=2
VII- XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CHỦ YẾU CỦA ĐAI.
- Chiều rộng bánh đai.

B = ( z − 1)t + 2S = (2 − 1)19 + 2.12,5 = 44mm

-

Đường kính ngoài

d n1 = d1 + 2h0 = 160 + 2.4.2 = 168, 4 mm
d n 2 = d 2 + 2h0 = 500 + 2.4.2 = 508, 4 mm
VIII- TÍNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC.
-

Lực căng ban đầu


F0 = 780 PK d / (vCa z ) + Fv = 780.4,64.1, 25 / (12,19.0,9.2) + 26,45 = 232.63N
-

Trong đó: +/

K d = 1, 25
+/

Ca = 0,9

Hệ số tải trọng động
Hệ số ảnh hưởng góc ôm

Fv = qmv = 0,178.12,192 = 26,45 N
2

-

+/
Lực tác dụng lên trục

Lực căng do lực ly tâm

Fr = 2 F0 z sin(α1 / 2) = 2.232.63.2.sin(142 / 2) = 879.8 N

Thông số
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn


d1 , mm

Đai thang
160

d1 , mm

500

12


[Type the document title]

B, mm

44

Chiều rộng bánh đai

l , mm
Chiều dài đai
Số đai z

2120
2
513

a, mm


Khoảng cách trục
Lức tác dụng lên trục

879.8

Fr , N

PHẦN 4- TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC.
I-

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG.
1. Thông số kỹ thuật.
T= Nmm
u = 3,47
2. Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.
- Ta chọn loại vật liệu của hai bánh răng như nhau thép C45 thường hóa. Ta chọn:

+/ Độ rắn bánh răng nhỏ 250HB
+/ Độ rắn bánh răng lớn 235HB
3. Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] và ứng suất uốn cho phép [σF ]:
+/ Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn

σ 0 H lim1 = 2 H1 + 70 = 570 MPa
σ 0 H lim 2 = 2 H 2 + 70 = 540MPa
σ 0 H lim1 = 1,8H1 = 450MPa
σ 0 H lim 2 = 1,8H 2 = 423MPa

3.1 - Số chu kỳ làm việc cơ sở.

N HO1 = 30.HB 2,4 = 30.2502,4 = 1,7.107

N HO 2 = 30.HB

2,4

N FO1 = N F 02 = 5.10

= 30.235

2,4

= 1, 4.10

chu kỳ

7

chu kỳ
6

chu kỳ

3.2 - Số chu kỳ làm việc tương đương.
- Số lần ăn khớp bánh răng trong 1 vòng quay c=1

Tuổi thọ: Lh = 9.300.8.1 =21600 giờ

13


[Type the document title]

3
3
n 
 Ti 
 Ti  ti 

N HE1 = 60c.∑ 
÷ niti = 60cLh n∑ 
÷
i =1  Tmax 
i =1  Tmax  ∑ ti 


n

 T 3 30  0,7T 3 36 
= 60.1.21600.485.  ÷ .
+

÷.
 T  100  T  100 
= 26,6.107 chu kỳ

N HE2

N HE1 51,8.107
=
=
=
u

3,47
7,6.107 chu kỳ

6
6
n 
 Ti 
 Ti  ti 

N FE1 = 60c.∑ 
÷ niti = 60cLh n∑ 
÷
i =1  Tmax 
i =1   Tmax  ∑ ti 


n

 T 6 30  0,7T 6 36 
= 60.1.21600.485.  ÷ .
+

÷.
T
100
T



 100 


= 21,5.107 chu kỳ
NFE2 = = = 6,2.107 chu kì
3.3 – Hệ số tuổi thọ

Do NHE1> NHO1 ,NHE2> NHO2 ,NFE1> NFO1 ,NFE2> NFO2
nên chọn KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1
3.4 - Ứng suất tiếp xúc và Ứng suất uốn cho phép.

[ σ H 1 ] = σ 0 H lim1

0,9 K HL
0,9.1
= 570.
= 466,36 MPa
sH 1
1,1

[ σ H 2 ] = σ 0 H l im2

0,9 K HL
0,9.1
= 540.
= 441,82 MPa
sH 2
1,1

[ σ F1 ] = σ 0 F lim1

K FL

1
= 450.
= 257,14 MPa
sF 1
1,75

[ σ F 2 ] = σ 0 F lim2

0,9 K FL
1
= 423.
= 241,71MPa
sH 2
1,75

- Do bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín )nên ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để

tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn.
- Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có:

14


[Type the document title]

[ σ H ] = 0,5 [ σ H 1 ]

2

+ [ σ H 2 ] = 0,5. 446,36 2 + 441,82 2 = 321,21MPa

2

- So sánh với điều kiện:

[ σ H ] min = 441,82 ≤ [ σ H ] = 321,21 ≤ 1,25[ σ H ] min = 552,28MPa

- Điều kiện trên ko thỏa nên ta chọn:

[ σ H 1 ] = [ σ H ] min = 441,82MPa
.

4. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng.
- Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa và bảng 6.6. (trang 97, tính

toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 : Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

ψ ba = 0,315

ψ bd =

bw ψ ba (u + 1)
=
= 0,7040
dw
2

- Từ đó ta tính được
- Dựa vào

ψ bd


tra bảng 6.7 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng.

K H β = 1,025; K F β = 1,045

5. Khoảng cách trục
- Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức:

aw ≥ 43(u + 1) 3

T1K H β

ψ ba [ σ H ] u
2

= 43.4,47 3

15

87623.1,025
= 144mm
0,315.441,822.3,47


6. Chọn modul răng

m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) *144 = 1,44 ÷ 2.88mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn mn=2,5mm
7. Xác định số răng và góc nghiêng răng.


8o ≤ β ≤ 20o

- Từ điều kiện góc nghiêng răng:

2aw cos 20o
2aw cos8o
≤ z1 ≤
mn (u + 1)
mn (u + 1)
2.144.cos 20o
2.144.cos8o
≤ z1 ≤
2,5(3,47 + 1)
2,5(3,47 + 1)
⇒ 24,22 ≤ z1 ≤ 25,52
⇒

- Suy ra:
- Chọn z1= 25 răng.
-

Số răng bánh bị dẫn
Ta chọn z2=87 răng

z2 = z1.u = 27.3, 47 = 86.75

um =
-

Ta tính lại tỉ số truyền thực:


∆=
-

Sai số tương đối tỉ số truyền:

β = arccos

z2 87
=
= 3, 48
z1 25

um − u
0,3% < 2%
u

mn ( z1 + z2 )
2,5.(25 + 87)
= arccos
= 13,53o
2 aw
2.144

Góc nghiêng răng:
8. Xác định kích thước bộ truyền.
 Đường kính vòng chia

mn z1
2,5.25

=
= 64.28mm
cos β cos13.53o
mz
2,5.87
d2 = n 2 =
= 223.7 mm
cos β cos13.53o
d1 =

 Đường kính vòng lăn


d w1 = d1 = 64.28mm
d w 2 = d 2 = 223.7mm
 Đường kính vòng đỉnh

d a1 = d1 + 2mn = 64, 28 + 2.2,5 = 69.28mm
d a 2 = d 2 + 2mn = 223.7 + 2.2,5 = 228,7 mm

 Đường kính vòng đáy

d f 1 = d1 − 2mn = 64.28 − 2.2,5 = 59,28mm
d f 2 = d 2 − 2mn = 223,7 − 2.2,5 = 218,7mm

 Bề rộng răng:

b = awψ ba = 144.0,315 = 45,36mm

9. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

- Vận tốc vòng bánh răng:

v=
-

π d1n1 3,14.64,28.485
=
= 1,63m / s
60000
60000

Dưa vào bảng 6.14(trang 107, tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 : Trịnh Chất
– Lê Văn Uyển) ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9

10. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền.
 Lực vòng

Ft1 =

2T1 2.87623
=
= 2726,3 N
d w1
64, 28

 Lực hướng tâm

Fr1 =

Ft1tgα nw 2726,3.tg 20

=
= 1020,6 N
cos β
cos13,53

 Lực dọc trục

Fa1 = Ft1tg β = 2726.3.tg13,53 = 656,04 N
11. Hệ số tải trọng động


v = 1,81m / s
-

Với vận tốc

và cấp chính xác là 9 ta xác định được hệ số tải trọng động:

K Hv = 1,04
K Fv = 1,06
12. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
- Ứng suất tiếp xúc được tính bởi công thức:

σH =

zM z H zε
d w1

2T1K H (u + 1)
bwu

zM = 275MPa1/ 2

+/ Bánh răng bằng thép
.
+/ Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

zH =

2cos β
sin2α tw

 tg 20o 
 tgα nw 
α tw = arctg 
= arctg 
= 20,52o
÷
o ÷
 cos β 
 cos13,53 
⇒ zH =

2cos13.53o
= 1,72
sin(2.20,52)

+/ Hệ số ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc

zε =


1
εα


 1 1 

1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2  + ÷ cos β = 1,88 − 3,2  + ÷ cos13,53o = 1,67
 25 87  

 z1 z2  

⇒ zε =

1
= 0,77
1,67

+/ Hệ số tải trọng tính:

K H = K H β .K Hv .K Hα = 1,025.1,04.1,13 = 1, 20

=> σ H =

zM zH zε
d w1

2T1K H (u + 1) 275.1,72.0,77 2.87623.1,20.4, 47
=

= 437.86MPa
bwu
64, 28
45,36.3, 47

- Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:


[ σ H ] = σ 0 H lim

K HL Z R ZV K l K xH
sH

+/ Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt ZR=0,95

ZV = 0,85v 0,1 = 0,85.1,630,1 = 0,89
+/ Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng

Kl = 1
+/ Hệ số ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn

K xH = 1,05 −

d
64,28
= 1,05 −
= 1,02
4
10
104


+/ Hệ số ảnh hưởng kích thước răng
Suy ra:

[ σ H ] = σ 0 H lim

K HL Z R ZV Kl K xH
1.0,95.0,89.1.1,02
= 466.36
= 446,88MPa
sH
0,9

σ H = 437,86 MPa < [ σ H ] = 446,88 MPa
Đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc.
13. Xác định số răng tương đương

z1
25
=
= 27,2
3
3
cos β cos 13,53
z2
87
zv 2 =
=
= 94,66
3

3
cos β cos 13,53
13,2
13,2
YF 1 = 3,47 +
= 3,47 +
= 3,95
zv1
27,2
zv1 =

YF 2 = 3,47 +

13,2
13,2
= 3,47 +
= 3,6
zv 2
94,66

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng.


[ σ F1 ] = 257,14 = 65,09
YF 1

3,95

YF 2


3,6

[ σ F 2 ] = 241,71 = 67,14
14. Tính toán giá trị ứng suất uốn tại chân răng

YF2 = 3.6
Ft = 2726,3 N
KFβ = 1,045
KFV = 1,06
KF =KFV KFβ = 1,06.1,045=1,11
b = 45.36 mm
mn = 2,5
εα = 1.63
Yε = 1/ εα = 1/1.63 = 0.61
εβ = = = 1.35
Yβ = 1- εβ β/120 = 1-1,53.19,04/120 = 0.75
σF = = = 43,95 MPa < [σF]
Đảm bảo điều kiện về độ bền uốn
II- TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG.
1. Thông số kỹ thuật.
T= 292754 Nmm
u = 2,31
n= 139,77
2. Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.
- Ta chọn loại vật liệu của hai bánh răng như nhau thép C45 thường hóa. Ta chọn:
+/ Độ rắn bánh răng nhỏ 250HB
+/ Độ rắn bánh răng lớn 235HB
3. Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] và ứng suất uốn cho phép [σF ]:
3.1 Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn


σ 0 H lim1 = 2 H1 + 70 = 570MPa
σ 0 H lim 2 = 2 H 2 + 70 = 540MPa
σ 0 H lim1 = 1,8H1 = 450 MPa
σ 0 H lim 2 = 1,8H 2 = 423MPa

3.2 Số chu kỳ làm việc cơ sở.

N HO1 = 30.HB 2,4 = 30.2502,4 = 1,7.107
N HO 2 = 30.HB

2,4

= 30.235

2,4

= 1, 4.10

chu kỳ

7

chu kỳ


N FO1 = N F 02 = 5.106

chu kỳ
3.3 Số chu kỳ làm việc tương đương.
- Số lần ăn khớp bánh răng trong 1 vòng quay c=1

- Tuổi thọ: Lh = 9.300.8.1 = 2160 giờ
3
3
n 
 Ti 
 Ti  ti 

N HE1 = 60c.∑ 
÷ niti = 60cLh n∑ 
÷
T
T
t
i =1  max 
i =1  max  ∑ i 


n

 T 3 30  0,7T 3 36 
= 60.1.21600.139,77.  ÷ .
+

÷.
T
100
T




 100 

= 7,6.107 chu kỳ

N HE1 7,6.107
N HE2 =
=
=
u
2,31
3,29.107 chu kỳ
6
6
n 
 Ti 
 Ti  ti 

N FE1 = 60c.∑ 
÷ niti = 60cLh n ∑ 
÷
T
T
t
i =1  max 
i =1  max  ∑ i 


n

 T 6 30  0,7T 6 36 

= 60.1.33600.139,77.  ÷ .
+

÷.
T
100
T



 100 

= 6,2.107 chu kỳ
NFE2 = = = 2,68.107 chu kì
3.4 Hệ số tuổi thọ

Do NHE1> NHO1 ,NHE2> NHO2 ,NFE1> NFO1 ,NFE2> NFO2
nên chọn KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1
3.5 Ứng suất tiếp xúc và Ứng suất uốn cho phép


[ σ H 1 ] = σ 0 H lim1

0,9 K HL
0,9.1
= 570.
= 466,36 MPa
sH 1
1,1


[ σ H 2 ] = σ 0 H lim2

0,9 K HL
0,9.1
= 540.
= 441,82 MPa
sH 2
1,1

[ σ F 1 ] = σ 0 F lim1

K FL
1
= 450.
= 257,14 MPa
sF 1
1,75

[ σ F 2 ] = σ 0 F lim2

0,9 K FL
1
= 423.
= 241,71MPa
sH 2
1,75

- Do bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín )nên ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để

tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn.

- Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta có:

[ σ H ] = [ σ H ] min = [ σ H 2 ] = 441,82MPa

4. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng.
-

Chiều rộng vành răng được xác định theo

ψ ba = 0,4

ψ bd =

bw ψ ba (u + 1)
=
= 0,662
dw
2

- Từ đó ta tính được
- Dựa vào

ψ bd

ta xác định được hệ số tập trung tải trọng.

K H β = 1,01; K F β = 1,02

5. Khoảng cách trục
- Tính toán cho bánh răng trụ răng thẳng ta dùng công thức:


aw ≥ 50(u + 1) 3

T1K H β

ψ ba [ σ H ] u

- Theo tiêu chuẩn ta chọn
6. Chọn modul răng

2

= 50.3,313

292754.1,01
= 195mm
0, 4.441,822.2,31

aw = 195mm

m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) .195 = 1.95 ÷ 3.9mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn mn=3 mm
7. Số răng các bánh răng
- Số răng bánh dẫn được tính dựa vào công thức


2 aw
2.195
=
= 39.27

m(u + 1) 3(2,31 + 1)

z1 =

chọn z1=39 răng
-

Số răng bánh bị dẫn

-

Tính lại tỉ số truyền thực

z2 = z1u = 39.2,31 = 90.09

um =

chọn z2=90 răng

z2 90
=
= 2,3
z1 39

-Kiểm tra sai số tương đối tỉ số truyền

∆=

um − u
= 0,04% < 2 ÷ 3%

u

8. Xác định hệ số dịch chỉnh bánh răng
- Hệ số dịch tâm y và hệ số ky:

aw
195
− 0,5( z1 + z2 ) =
− 0,5(39 + 90) = 0,5
m
3
y
0,5
k y = 1000 = 1000
= 3,87
Zt
39 + 90
y=

k x = 0,07
-

∆y =

k x Z t 0,07.(39 + 90)
=
= 0,01
1000
1000


-

Ta có:
Tổng hệ số dịch chỉnh:

-

Hệ số dịch chỉnh bánh 1 và bánh 2

xt = y + ∆y = 0,5 + 0,01 = 0,51


y
0,5 

x1 = 0,5  xt − ( z2 − z1 )  = 0.5 0,51 − (90 − 39)
 = 0,31
z
90
+
39

t 

x2 = xt − x1 = 0,51 − 0,31 = 0, 2
-

Góc ăn khớp



cos atw =

zt m cos α 129.3.cos 20o
=
= 0,93 ⇒ α tw = 21,57 o
2 aw
2.195

9. Xác định kích thước bộ truyền.
- Chiều cao răng

h = 2,25m − ∆ym = 2,25.3 − 0,01.3 = 6,72

-

Đường kính vòng chia

d1 = mz1 = 3.39 = 117mm
d 2 = mz2 = 3.90 = 270mm

-

Đường kính vòng lăn

2 aw
2.195
=
= 117.82mm
u + 1 2,31 + 1
= d w1u = 117,82.2,31 = 272.16mm


d w1 =
d w2
-

Đường kính vòng đỉnh

d a1 = d1 + 2(1 + x1 − ∆y )m = 117 + 2(1 + 0,31 − 0,01)3 = 124.8mm

d a 2 = d 2 + 2(1 + x2 − ∆y) m = 270 + 2(1 + 0,2 − 0,01)3 = 277.14 mm
-

-

Đường kính vòng đáy

d f 1 = d1 − (2,5 − 2 x1 )m = 117 − (2,5 − 2.0,31)3 = 111.36mm

d f 2 = d 2 − (2,5 − 2 x2 )m = 270 − (2,5 − 2.0,2)3 = 263.7m
10. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
- Vận tốc vòng bánh răng:

v=

π d1n1 3,14.117.139,77
=
= 0.85m / s
60000
60000


- cấp chính xác bộ truyền là 9
11. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền.
 Lực vòng

Ft 2 =

2T1 2.292754
=
= 4969.5 N
d w1
117,82

 Lực hướng tâm

Fr 2 = Ft 2tgα nw = 4969.5.tg 20 = 1808.75 N


12. Hệ số tải trọng động

v = 0.85m / s

Với vận tốc

và cấp chính xác là 9 ta xác định được hệ số tải trọng động:

K Hv = 1,06; K Fv = 1,11
13. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
- Ứng suất tiếp xúc được tính bởi công thức:

σH =


zM z H zε
d w1

2T1K H (u + 1)
bwu
zM = 275MPa1/ 2

+/ Bánh răng bằng thép
.
+/ Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

zH =

2
2
=
= 1,71
sin2α tw
sin2.21,57 o

+/ Hệ số ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc

zε =

1
εα


 1 1 

ε α = 1,88 − 3,2  + ÷ cos β
 z1 z2  


1 
 1
= 1,88 − 3,2  + ÷ cos 0o = 1,76
 39 90  

⇒ zε =

1
= 0,75
1,76

+/ Hệ số tải trọng tính:

K H = K H β .K Hv .K Hα = 1,01.1,06.1 = 1,071

=> σ H =

z M z H zε
d w1

2T1K H (u + 1) 275.1,42.0,75 2.292754.1,071.3,31
=
= 138,56MPa
bwu
135,95
117.0,4.2,31


Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ σ H ] = σ 0 H lim

K HL Z R ZV K l K xH
sH

+/ Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt ZR=0,95