ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

LỜI NĨI ĐẦU
Đồ án mơn học Chi tiết máy là một đồ án chuyên nghành chính của sinh viên
nghành cơ khí. Việc tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khi là nội dung không
thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức
quan trọng cho sinh viên về kết cấu máy.
Nội dung đồ án bao gồm những vấn đề cơ bản trong thiết kế máy và hệ thống
dẫn động; tính tốn thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng
làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính
xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số
liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác.
Thuật ngữ và khí hiệu dùng trong đồ án dựa theo tiêu chuẩn nhà nước, phù
hợp với thuật ngữ và kí hiệu quốc tế.
Khi thiết kế đồ án chi tiết máy chúng ta phải nghiên cứu kỹ những giáo trình
như Cơng nghệ chế tạo máy, Khoa học vật liệu, Nguyên lý máy, Dung sai lắp
ghép, Chi tiết máy, Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí...Khi thiết kế chúng ta
phải sử dụng tài liệu, sổ tay, tiêu chuẩn và khả năng kết hợp so sánh những
kiến thức lý thuyết với thực tế sản xuất.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo và đặc biệt là thầy giáo Đoàn Yên Thế
đã hướng dẫn và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn
học này. Khi thực hiện đồ án trong tính tốn cịn có nhiều sai sót em xin trân
trọng cảm ơn những ý kiến, chỉ dẫn của thầy.

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

1


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

BÀI 1 : MỤC ĐÍCH NỘI DUNG YÊU CẦU THIẾT KẾ..........................................2
BÀI 2 : ĐỘNG CƠ ĐIỆN - HỘP GIẢM TỐC – TÍNH TỐN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG. 5

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
PHẦN MỘT : HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ – CƠ SỞ THIẾT KẾ VÀ TÍNH
TỐN ĐỘNG HỌC
BÀI 1 : MỤC ĐÍCH NỘI DUNG YÊU CẦU THIẾT KẾ
1.Mục đích.
Củng cố các kiến thức về nguyên lý làm việc, kết cấu và tính toán thiết kế các
chi tiết máy → các chi tiết máy có cơng dụng chung → đặc trưng về mặt lý
thuyết.
Vận dụng các kiến thức đã học của các môn chi tiết máy, nguyên lý máy, công
nghệ chế tạo, cơ khí đại cương, sức bền vật liệu, hình họa vẽ kỹ thuật thiết kế
ra một bộ phận máy dẫn đến hộp giảm tốc có kích thước hình dạng cụ thể phục
vụ cho hệ thống dẫn động của máy.
2. Nội dung
Mỗi sinh viên thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, băng tải thùng trộn nguyên
liệu … Chủ yếu là thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài.
Một bản vẽ lắp A0
SINH VIÊN THỰC HIỆN :

2


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Một bản vẽ chế tạo một chi tiết điển hình A2 hoặc A3
Một bản thuyết minh dài 60 - 80 trang.
3. Trình tự tính tốn thiết kế
3.1 Giai đoạn 1 :
Chuẩn bị tài liệu

Nghiên cứu kỹ đầu đề thiết kế
Chuẩn bị các kiến thức tin học phục vụ đồ án mơn học
3.2 Giai đoạn 2 :
Tính tốn thiết kế xác định các thơng số chủ yếu của hệ thống dẫn động
-Xác định công suất cần thiết số vòng quay hợp lý của động cơ điện từ đó chọn
được

động cơ điện cụ thể (Thường chọn động cơ 4A)

- Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (ut)
Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền.
Lập bảng cơng suất mơmen xoắn số vịng quay cho từng trục.
- Thiết kế bộ truyền
Xác định các kích thước hình học chủ yếu của bộ truyền như khoảng cách trục,
đường kính…
Vẽ theo tỉ lệ 1:1 để tìm ra sự bất hợp lý của hộp giảm tốc suy ra nếu không hợp
lý tính chọn lại
Xác định khoảng cách đặt lực, gối tựa, chiều dài trục
- Tính trục của hộp giảm tốc
Tính sơ bộ
Tính chính xác
- Tính chọn then để lắp các chi tiết máy quay
- Tính chọn ổ : Chủ yếu là ổ lăn, ổ trượt.
- Tính chọn các nối trục (khớp nối)
- Tính chọn thiết kế vỏ hộp giảm tốc (thường là đúc)
- Tính chọn hoặc thiết kế các chi tiết liên quan đến vỏ hộp giảm tốc như bulơng,
móc vòng, cửa thăm, nút tháo dầu, que thăm dầu, chốt định vị, quạt gió thơng
hơi.
- Tính chọn bơi trơn hộp giảm tốc
Bôi trơn các ổ đỡ (dầu hoặc mỡ)

Bôi trơn các bộ truyền
Phương pháp bơi trơn (Sương mù, dịng bơi trơn, bắn, phun…)
- Điều chỉnh khe hở của ổ lăn và sự ăn khớp của các bộ truyền.
- Thể hiện được các mối ghép của các chi tiết.
Chọn các kiểu lắp cho các mối ghép
SINH VIÊN THỰC HIỆN :

3


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Thông qua các bảng thống kê các mối ghép.
- Những vấn đề bảo dưỡng khi dùng hộp giảm tốc như là thống kê các loại dầu
mỡ, thời hạn thay dầu mỡ, thời hạn điều chỉnh ổ lăn, sự ăn khớp của bánh răng,
bộ truyền.
3.3 Giai đoạn 3.
Vẽ lắp các bản vẽ chế tạo hộp giảm tốc trên khổ A 0 và khung tên và bảng khối
lượng theo mẫu 1.5 trang 12 Tập 1
3.4 Giai đoạn 4.
Vẽ bản vẽ chế tạo, một chi tiết điển hình như bánh răng hoặc trục do giáo viên
hướng dẫn chỉ định (theo bảng 1.4)
3.5 Giai đoạn 5.
Hoàn thành thuyết minh.
4. Các nguyên tắc và giải pháp trong thiết kế
Thực hiện đúng nhiệm vụ của đồ án theo các số liệu yêu cầu thiết kế
Kết cấu về chi tiết máy phải đảm bảo chỉ tiêu làm việc, độ bền, tuổi thọ
và cả độ tin cậy
Đảm bảo kích thước nhỏ gọn, tháo lắp bảo dưỡng đơn giản, thuận tiện.
Vật liệu và phương pháp nhiệt luyện phải được lựa chọn hợp lý (Dễ kiếm, rẻ
tiền, có trên thị trường)

Chọn dạng cơng nghệ gia cơng hợp lý
Vận dụng các tiêu chuẩn ngành, tiêu chuẩn nhà nước để chọn tối đa các chi
tiết đã được tiêu chuẩn hóa ví dụ : Ổ lăn, bánh đai.
Lựa chọn có căn cứ hợp lý các kiểu lắp, dung sai, cấp chính xác nhám bề mặt
các chi tiết

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

4


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

BÀI 2 : ĐỘNG CƠ ĐIỆN - HỘP GIẢM TỐC – TÍNH TỐN HỆ THỐNG DẪN
ĐỘNG.
1. Động cơ điện
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị cơng nghệ là giai
đoạn đầu tiên trong q trình tính tốn thiết kế máy. Trong trường hợp dùng
hộp giảm tốc và động cơ biệt lập, việc chọn đúng loại động cơ có ảnh hưởng rất
nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài
hộp. Muốn chọn đúng động cơ cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của
từng loại, đồng thời cần chú ý đến yêu cầu làm việc cụ thể của thiết bị cần
được dẫn động.
1.1 Các loại động cơ điện
1.1.1 Động cơ điện một chiều
Cho phép thay đổi trị số của momen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm
bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trong
các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí
nghiệm …
Nhược điểm của chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và

phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu.
1.1.2 Động cơ điện xoay chiều ba pha.
SINH VIÊN THỰC HIỆN :

5


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
a) Động cơ điện xoay chiều ba pha đồng bộ.
Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc khơng đổi, khơng phụ thuộc vào trị số
của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được.
So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm
hiệu suất và cosϕ hệ số quá tải lớn, nhưng có nhược điểm : Thiết bị tương đối
phức tạp, giá thành tương đối cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ.
Vì vậy động cơ ba pha đồng bộ được sử dụng trong những trường hợp hiệu suất
động cơ và trị số cosϕ có vai trị quyết định (thí dụ khi yêu cấu công suất động
cơ lớn – trên 100kw lại ít phải mở máy và dừng máy) cũng như khi cần đảm bảo
chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.
b) Động cơ ba pha khơng động bộ gồm hai kiểu : Roto dây quấn và roto lồng
sóc.
Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây quấn cho phép điều chỉnh vận tốc
trong một phạm vị nhỏ (khoảng 5%), có dịng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số
cơng suất cosϕ thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng
thích hợp khi cần điều chỉnh trong phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của
dây truyền công nghệ đã được lắp đặt.
Động cơ ba pha khơng đồng bộ roto lồng sóc có ưu điểm : Kết cấu đơn giản, giá
thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới
điện ba pha khơng cần biến đổi dịng điện. Nhược điểm của nó là : Hiệu suất và
hệ số công suất thấp (So với động cơ ba pha đồng bộ), không điều chỉnh được
vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ roto dây

quấn).
Chú ý : Các hệ thống dẫn động cơ khí thương sử dụng động cơ điện xoay chiều
ba pha khơng đồng bộ roto lồng sóc vì những ưu điểm của loại động cơ này. Để
dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải thùng trộn…
1.2.Phương pháp chọn động cơ
Xác định công suất cần thiết
Xác địng số vòng quay sơ bộ
Dựa vào bảng phụ lục theo điều kiện dẫn đến chọn động cơ hợp lý
1.2.1Xác định công suất cần thiết
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo cơng thức

Pct =

Pt
(1-1)
η

trong đó : Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
Pt – cơng suất tính tốn (cơng suất làm việc trên trục máy công tác)

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

6


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
η - hiệu suất của toàn bộ hệ thống
η = η1.η2.η3… (1-2)
với η1,η2,η3 là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫn
động, chọn theo bảng 2.3 trang 19 – “Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ

khí”
η = ηK.ηol3.ηbr2.ηđ = 0,99.0,993.0,972.0,96 = 0,868
với : ηK - hiệu suất nối trục đàn hồi
ηol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ηbr - hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc
ηđ - hiệu suất bộ truyền đai
Theo công thức (1-1) :

Pct =

Pt
8
=
= 9,217 (kW)
η 0,868

1.2.2Xác định số vòng quay sơ bộ
Chú ý : Đối với mỗi loại động cơ xoay chiều 3 pha khơng đồng bộ thì ứng với
một phạm vi cơng suất có thể chọn được số vịng quay đồng bộ khác nhau.
Nếu chọn động cơ co nđb lớn dẫn đến khn khổ kích thước động cơ nhỏ, giá
thành hạ, khối lượng nhẹ, hiệu suất cao, cosϕ tăng cho nên mong muốn chọn
nđb lớn. Nhưng nđb cao thì việc giảm tốc khó, tức là phải sử dụng hệ thống dẫn
động với tỉ số truyền lớn hơn, kết quả là kích thước và giá thành các bộ truyền
tăng lên(nên thường chọn động cơ có nđb ≈ 1500vịng/phút)
Bảng 2.4 trang 21 - “Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí” là bảng
tham khảo để chọn tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động.
Tỉ số truyền của tồn bộ hệ thống dẫn động được tính theo cơng thức sau :
ut = u1.u2.u3...(1-3)
trong đó u1, u2, u3 ... là tỉ số truyền của từng bộ truyền tham gia vào hệ thống
dẫn động

Theo bảng 2.4 chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp u h = 20,
uđ = 2
Từ (1-3) ta được ut = 20.2 = 40
Số vịng quay trên trục máy cơng tác:
nsb = ut.nlv = 32.40 = 1280 (vòng/phút)
với nlv - số vịng quay của trục máy cơng tác
Chọn số vịng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 (vòng/phút)

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

7


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Theo bảng phụ lục 1.3 với P ct = 9,217kW nđb = 1500 (vòng/phút) dùng động cơ

4A132M4Y3 có Pct = 11kW nđb = 1458 (vịng/phút),

T
TK
= 2 > mm = 1,3
Tdn
T

Vì động cơ làm việc với tải trọng không đổi nên trong trường hợp này công suất
động cơ được xác định theo cơng suất tính tốn gắn với độ dài thời gian làm
việc :
Pt = Ptg
2. Hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền

khơng đổi và đuợc dùng để giảm vận tốc góc và tăng mơmen xoắn và là bộ
máy trung gian giữa động cơ điện và bộ phận làm việc của máy công tác.
Tuỳ theo tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc, người ta phân ra : hộp giảm tốc
một cấp và hộp giảm tốc nhiều cấp.
Tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc phân ra :
-

Hộp giảm tốc bánh răng trụ : khai triển, phân đôi, đồng trục.

-

Hộp giảm tốc bánh răng cơn hoặc cơn - trụ.

-

Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng.

-

Hộp giảm bánh răng - trục vít.

Ở đây ta thiết kế một hộp giảm tốc hai cấp + một bộ truyền ngồi. Sau đây là
phương pháp tính hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng.
Sau khi phân tích và lựa chọn số vòng quay đồng bộ để chọn động cơ ở trên ta
cần tiến hành phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp, cần tiến
hành tính tốn động học.
Tính tốn động học hệ thống dẫn động cơ khí được thực hiện theo các bước sau
:
2.1.Xác định tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động.
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được xác định theo cơng thức :


ut =

n dc 1458
=
= 45,563
nlv
32

trong đó: nđc - số vòng quay động cơ đã chọn( vg/ph )
nlv - số vịng quay của trục máy cơng tác( vg/ph )
2.2.Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống u t, cho hộp giảm tốc uh và bộ
truyền ngoài un.
ut = uh.un

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

8


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng dạng khai triển nên ta chọn u h =

→ un =

20

u t 45,563
=
= 2,278

uh
20

Phân phối tỉ số truyền uh cho từng bộ truyền trong hộp giảm tốc :
uh = u1.u2
trong đó : u1 - tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh
u2 - tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm
Theo bảng 3.1 trang 43 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta có :
u1 = 6,07
u2 = 3,29
Tính lại un theo u1, u2 ta có

un =

ut
45,563
=
= 2,282
u1 .u 2 6,07.3,29

2.3.Xác định cơng suất, mơmen và số vịng quay trên các trục.
Dựa vào cc Pct và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được cơng suất, mơmen
và số vịng quay trên các trục, phục vụ các bước tính tốn thiết kế các bộ
truyền, trục và ổ.
Ta có : Pct = 9,217(kW)
nđc = 1458(vịng/phút)
Tính tốn đối với trục 1 ta được :
P1 = Pct.ηol.ηđ = 9,217.0,99.0,96 = 8,760(kW)

n1 =


n dc 1458
=
= 638,913 (vịng/phút)
nd
2,282

T1 = 9,55.10 6.

p1
8,760
= 9,55.10 6.
= 0,131.10 6 (Nmm)
n1
638,913

Tính toán đối với trục 2 ta được :
P2 = P1.ηol.ηbr = 8,670.0,99.0,97 = 8,412(kW)

n2 =

n1 638,913
=
= 105,257 (vòng/phút)
u1
6,07

T2 = 9,55.10 6.

p2

8,412
= 9,55.10 6.
= 0,763.10 6 (Nmm)
n2
105,257

Tính tốn đối với trục 3 ta được :
P3= P2.ηol.ηbr = 8,412.0,99.0,97 = 8,078(kW)

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

9


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

n3 =

n2 105,257
=
= 32 (vòng/phút)
u2
3,29

T3 = 9,55.10 6.

p3
8,078
= 9,55.10 6.
= 2,411 .10 6 (Nmm)

n3
32

trong đó : Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ
uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai
u1, u2 - tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc hai
cấp
ηđ, ηol, ηbr - lần lượt là hiệu suất của bộ truyền đai, một cặp ổ lăn và
bộ truyền bánh răng tra bảng 2.3 trang 19 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn
động cơ khí ”
Kết quả tính tốn được ghi thành bảng như sau :
BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VỊNG QUAY - MƠMEN
Trục

Động cơ

1

2

3

8,412

8,078

Thơng số
Cơng suất P, kW
Tỉ số truyền u
Số

vịng
quay

11

8,760
2,282

n,

vịng/phút
Mơmen xoắn T, Nmm

6,07

1458

638,913

0,072.106

0,131.106

3,29
105,257

0,763.106

32


2,411.106

PHẦN HAI : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
BÀI 1: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
Truyền động bánh răng dùng để truyền động giữa các trục, thơng thường có
kèm theo sự thay đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc mômen.
Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong quá trình làm việc, răng của
bánh răng có thể bị hỏng ở mặt răng như tróc rỗ, mịn, dính hoặc hỏng ở chân

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

10


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
răng như gẫy, trong đó nguy hiểm nhất là tróc rỗ mặt răng và gãy răng. Đó là
các phá hỏng mỏi do tác dụng lâu dài của ứng suất tiếp và ứng suất uốn thay
đổi có chu kỳ gây nên. Ngồi ra răng có thể bị biến dạng dư, gẫy giòn lớp bề
mặt, hoặc phá hỏng tĩnh ở chân răng do quá tải. Vì vậy khi thiết kế cần tiến
hành tính truyền động bánh răng về độ bền tiếp xúc của mặt răng làm việc và
độ bền uốn của chân răng, sau đó kiểm nghiệm răng về quá tải.
Vậy để thiết kế truyền động bánh răng cần tiến hành theo các bước sau đây :
- Chọn vật liệu.
- Xác định ứng suất cho phép.
- Tính sơ bộ kích thước của một bộ truyền, trên cơ sở đó xác định các yếu tố
ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến hành kiểm nghiệm
răng về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và về q tải.
- Lập bảng thể hiện thơng số kích thước hình học của bộ truyền sau khi thiết
kế.
1. Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính tốn thiết kế chi
tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng.
Đối với bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp khơng có u cầu đặc
biệt về kích thước thì nên chọn cùng một loại vật liệu để giảm bớt chủng loại.
Vật liệu làm bánh răng có hai nhóm :
- Nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa tơi cải thiện. Nhờ có
độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ
truyền này có khả năng chạy mịn.
- Nhóm II có độ rắn HB ≥ 350, bánh răng được tôi thể tích, tơi bề mặt, thấm
cacbon, thấm nitơ… Do đó độ rắn mặt răng cao cho nên phải gia công trước khi
nhiệt luyện, bộ truyền này có khả năng chạy mịn kém.
Trong đầu thiết kế đã cho tải trọng nhỏ và trung bình, khả năng cơng nghệ
khơng cao và cũng khơng có u cầu về kích thước nhỏ gọn do đó vật liệu làm
bánh răng nên chọn ưu tiên ở nhóm I.
Đối với một cặp bánh răng ăn khớp, khi dã chọn vật liệu bánh răng ở nhóm I
phải chú ý tới tần số chịu tải cuả răng và khả năng chạy mòn của răng. Trong
cùng một thời gian làm việc thì bánh răng nhỏ chịu tải nhiều lần hơn bánh răng
lớn vì n1 = u.n2. Để đảm bảo sức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của
bộ truyền nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh
răng nhỏ.
HB1 = HB2 + ( 10 ÷ 15 )

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

11


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đối với bộ truyền bánh răng có cơng suất nhỏ và trung bình nên chọn vật liệu
là thép cacbon chất lượng tốt. Ở đây ta chọn thép 45. Cơ tính vật liệu tra bảng

6.1 trang 92 -

“ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”.

Cụ thể, theo bảng 6.1 chọn :
Bánh nhỏ : thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb1 = 850MPa, σch1
= 580Mpa.
Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2 = 750MPa, σch2
= 450Mpa.
Cụ thể chọn HB1 = 245, HB2 = 230.
2. Xác định ứng suất cho phép [σ H], [σ F].
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được xác định
theo các công thức sau :

σ H lim 0
[σ H ] =
.Z R .Z v .K xH .K HL (2-1)
SH
σ F lim 0
[σ F ] =
.YR .YS .K xF .K FC .K FL (2-2)
SF
trong đó : ZR - hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng
Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS - hệ số xét đến ảnh hưởng của hệ số tập trung ứng suất
KxF - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước của bộ truyền bánh
răng (ứng


suất uốn)

Tính sơ bộ ta được :
ZR.Zv.KxH = 1
YR.YS.KxF = 1
Do đó các công thức (2-1), (2-2) trở thành :

σ H lim 0
[σ H ] =
.K HL (2-1a)
SH

[σ F ] = σ F lim
SF

trong đó :

0

.K FC .K FL (2-2a)

σ H lim 0 , σ F lim 0 , SH, SF là ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép

ứng với chu kỳ cơ sở, hệ số an toàn tra ở bảng 6.2 trang 94 - “ Tính tốn thiết
kế hệ thống dẫn động cơ khí ”.
SINH VIÊN THỰC HIỆN :

12



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Theo bảng 6.2 với thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 có :

σ H lim 0 = 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; σ F lim 0 = 1,8HB ; SF = 1,75
Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ HB1 = 245, độ rắn của bánh răng lớn HB2 =
230 khi đó :

σ H lim1 0 = 2HB1 + 70 = 2.245 +70 = 560MPa
σ F lim1 0 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441Mpa
σ H lim 2 0 = 2HB2 + 70 = 2.230 +70 = 530MPa
σ F lim 2 0 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414Mpa
KFC- hệ số kể đến ảnh hưởng của động cơ làm việc một chiều, hai chiều :
KFC = 1 với động cơ một chiều
KFC = 0,7 ÷ 0,8 với động cơ hai chiều
KHL , KFL - hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn và được xác định
theo các công thức sau :

K HL = mH

N HO
N HE

(2-3)

K FL = mF

N FO
N FE

(2-4)


trong đó : mH, mF - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
mH = 6, mF= 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 hoặc bánh răng có mài mặt lượn
chân răng
mF = 9 khi độ rắn mặt răng HB > 350 và không mài mặt lượn chân răng
Ở đây ta chọn mH = 6, mF = 6
NHO - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO = 30HHB2,4
Suy ra : NHO1 = 30HHB2,4 = 30.2452,4 = 1,626.107
NHO2 = 30HHB2,4 = 30.2302,4 = 1,397.107
NFO - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép
NHE, NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh
NHE = NFE = 60cnt∑
trong đó : c - số lần ăn khớp trong một vòng
n - số vòng quay
t∑ - tổng số thời gian làm việc
SINH VIÊN THỰC HIỆN :

13


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Suy ra : NHE1 = NFE1 = 60.1.650,893.8.5.300 = 46,864.10 7
NHE2 = NFE2 = 60.1.107,231.8.5.300 = 7,721.10 7
Ta thấy : NHE > NHO → KHL = 1
NFE > NFO → KFL = 1
Như vậy theo (3-1a) ta có :


[σ H ] = σ H lim

0

SH

.K HL do đó

[σ H ]1 = 560 .1 = 509,091 MPa
1,1

[σ H ] 2 = 530 .1 = 481,818 Mpa
1,1

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta lấy

[σ H ]

= min{

[σ H ]1 ; [σ H ] 2 } →[σ H ]

= 481,818Mpa

Theo (3-2a) với động cơ làm việc một chiều KFC = 1, ta được :

[σ F ]1 = 441 .1.1 = 252 MPa
1,75

[σ F ] 2 = 414 .1.1 = 236,571 Mpa

1,75

Ứng suất quá tải cho phép :
-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

[σ H ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 MPa
-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

[σ F ]1 max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464 MPa
[σ F ] 2 max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa
3.Truyền động bánh răng
3.1 Tính tốn cấp nhanh
3.1.1. Xác định khoảng cách trục cho bộ truyền.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau :

a w = K a .(u + 1).3

T1 .K Hβ

[σ H ] 2 .u.ψ ba

(2-5)

trong đó : Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra ở bảng 6.5
trang 96 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

14



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
T1 - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
[ σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép
u - tỉ số truyền

ψ ba =

bw
- là hệ số, bw – là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6
aw

trang 97 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
KHβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính tốn thiết kế hệ
thống dẫn động cơ khí ”.

ψ bd = 0,53.ψ ba .( u + 1) = 0,53.0,3.(6,07 + 1) = 1,124 do đó theo 6.7 KHβ
= 1,181
Từ (2-5) →

a w = 49,5.(6,07 + 1).3

131000.1,181
= 250,332 mm
481,8 2.6,07.0,3

Lấy aw = 250mm
3.1.2 Xác định các thông số ăn khớp.

a) Xác định môđun.
Môđun m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02).250 = 2,5÷ 5mm
Theo bảng 6.8 trang 99 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” chọn
m = 3,5
b) Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.
Giữa khoảng cách trục a w, số răng bánh nhỏ z1, số răng bánh lớn z 2, góc
nghiêng β của răng và mơđun trong bộ truyền ăn khớp ngồi, liên hệ với nhau
theo cơng thức.

aw =

m( z1 + z 2 )
2. cos β

(2-6)

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta có góc nghiêng β = 0, từ (2-6)
xác định được số răng bánh nhỏ :

z1 =

2.a w
2.250
=
= 20,206
m.(u + 1)
3,5.(6,07 + 1)

Lấy z1= 20
Số răng bánh lớn :

z2 = u.z1 = 6,07.20 = 121,4
Lấy z2 = 121
Tổng số răng zt = z1 + z2 = 20 + 121 = 141 do đó tỉ số truyền thực là :

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

15


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

um =

z 2 121
=
= 6,050
z1
20

Khoảng cách trục lúc này là :

atw =

m( z1 + z 2 ) m.z t
=
= 246,75 mm
2. cos β
2

Chọn aw = 250mm

Để đảm bảo khoảng cách trục aw = 250mm ta nên cắt răng có dịch chỉnh và ta
tiến hành như sau :
Hệ số dịch tâm :

y=
ky =

Hệ số :

aw
250
− 0,5.( z1 + z 2 ) =
− 0,5.( 20 + 121) = 0,929
m
3,5
1000. y 1000.0,929
=
= 6,589
zt
141

Theo bảng 6.10a trang 101 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
tra được kx = 0,315

k x .z t 0,315.141
=
= 0,044
1000
1000


Hệ số giảm đỉnh răng :

∆y =

Tổng hệ số dịch chỉnh :

xt = y + ∆y = 0,929 + 0,044 = 0,973

Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 được tính như sau :


y
0,929 

x1 = 0,5. xt − ( z 2 − z1 ).  = 0,5.0,973 − (121 − 20 ).
= 0,154
zt 
141 


→ x2 = xt – x1 = 0,973 – 0, 154 = 0,819
Góc ăn khớp :

cos α tw

z t .m. cos α 141.3,5. cos 20 0
=
=
= 0,927
2.a w

2.250

Do đó : αtw = 21,9550
3.1.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều
kiện sau :

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.T1 .K H .( u ± 1)
bw .u.d w1

2

≤

[σ H ]

(2-7)

Trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số
của ZM = 274MPa1/3 tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn
động cơ khí ”
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

16



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

2. cos β b
2. cos 0
=
= 1,698
sin 2α tw
sin 2.21,955

ZH =

trong đó βb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính tốn
thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

Z ε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :
Zε =
Zε =
Zε =
với

4 − εα
3
(4 − ε α ).(1 − ε β )
3

Vậy

εβ
εα


1
εα

εβ = 0

khi

εβ <1

khi

εβ ≥1

ε β - hệ số trùng khớp dọc, tính theo cơng thức :

εβ =
và

+

khi

bw . sin β
=0
m.π


1
1 

1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2 + . cos β = 1,88 − 3,2 +
 = 1,694
 20 121 
 z1 z 2 


Zε =

4 − 1,694
= 0,877
3

Đường kính vịng lăn bánh nhỏ

d w1 =

2.a w
2.250
=
= 70,922 mm
u m + 1 6,050 + 1

Vận tốc vòng của bánh nhỏ

v=

π .d w1 .n1 3,14.70,922.638,913
=

= 2,371 (m/s)
60000
60000

trong đó n1 – là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động)
Với v = 2,371 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn
động cơ khí ” dùng cấp chính xác 8
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ.KHα.KHv = 1,181.1.1,115 = 1,317

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

17


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
trong đ ó : KHβ - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng
vành răng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ
khí ”
KHα - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp, trị số của KHα đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng
6.14 trang 107 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng
thẳng KHα = 1.
KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số
KHv tính theo cơng thức sau:

K Hv = 1 +
trong đó : ν H

= δ H .g 0 .v.


ν H .bw .d w1
6,676.0,3.250.70,922
= 1+
= 1,115
2.T1 .K Hβ .K Hα
2.131000.1,181.1
aw
250
= 0,006.73.2,371.
= 6,676
um
6,050

với v = 2,371 tính được ở trên,

δ H - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn

khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động
cơ khí ”, g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2,
tra bảng 6.16 trang 107 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Thay các giá trị vừa tính được vào (2-7) ta được :

σ H = 274.1,698.0,877.

2.131000.1,317.( 6,050 + 1)
= 421,247 MPa
0,3.250.6,050.70,922 2

Theo(2-1) với v = 2,371m/s, với v< 5m/s Zv = 1, với cấp chính xác động học là

8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám R z
= 10 ...40µm, do đó ZR = 0,9, với dw1 < 700mm, KxH = 1 do đó

[σ H ] = σ H lim
SH

Ta thấy

0

.Z R .Z v .K xH .K HL = 481,8.0,9.1.1.1 = 433,620 Mpa

σ H < [σ H ] và

[σ H ] − σ H
.100 = 2,9% < 4% thoả mãn độ bền tiếp xúc
[σ H ]

3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau :

σ F1 =
σ F2 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1 .m

≤ [σ F 1 ] (2-8)

σ F 1 .YF 2

≤ [σ F 2 ]
YF 1

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

18


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
trong đó : T1 – mơmen xoắn trên bánh chủ động
m – môđun pháp
bw - chiều rộng vành răng
dw1 - đường kính vịng lăn bánh chủ động
Yε = 1/ε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εα là hệ số trùng
khớp ngang
Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Yβ = 1
YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng
tương đương và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 trang 109 - “ Tính tốn
thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn :
KF = KFβ.KFα.KFv = 1,376.1.1,263 = 1,738
với KFβ là hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống
dẫn động cơ khí ”
KFα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn, trị số của KFα đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng
6.14 trang 107 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng
thẳng KFα = 1.
KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp khi tính về
uốn, trị số KFv tính theo cơng thức sau:


K Fv = 1 +
trong đó : ν F

ν F .bw .d w1
17,802.0,3.250.70,922
= 1+
= 1,263
2.T1 .K Fβ .K Fα
2.131000.1,376.1

= δ F .g 0 .v.

aw
250
= 0,016.73.2,371.
= 17,802
um
6,050

với v = 2,371 tính được ở trên,

δ F - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn

khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động
cơ khí ”, g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2,
tra bảng 6.16 trang 107 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Ta có T1 = 131000MPa, m = 3,5mm, b w = 75mm, dw1 = 70,922mm với εα =
1,694, Yε = 1/1,694 = 0,590, Yβ = 1, zv1 = z1 =20, zv2 = z2 = 121 theo bảng 6.18
trang 109 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta được Y F1 = 3,89,

YF2 = 3,47
Thay các giá trị vừa tính được vào (2-8) ta được :

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

19


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

σ F1 =

2.131000.1,738.0,590.1.3,89
= 56,136 MPa
0,3.250.70,922.3,5

σ F2 =

σ F 1 .YF 2 56,136.3,47
=
= 50,075 MPa
YF 1
3,89

Từ (3-2) ta có

σ F lim 0
[σ F 1 ] =
.YR .YS .K xF = [σ F ]1 .YR .YS .K xF = 252.1.0.993.1 = 250,236 MPa
SF

σ F lim 0
[σ F 1 ] =
.YR .YS .K xF = [σ F ] 2 .YR .YS .K xF = 236,5.1.0.993.1 = 234,845 MPa
SF
với YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 0,993
Ta thấy

σ F 1 = 56,136 MPa < [σ F 1 ] = 250,236 MPa
σ F 2 = 50,075 MPa < [σ F 1 ] = 234,845 MPa

vậy thoả mãn về độ bền uốn
3.1.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Bánh răng khi làm việc có thể bị quá tải, thí dụ lúc mở máy, hãm máy... với hệ
số quá tải

K qt =

Tmax
= 1,3
T

σ H 1 max = σ H . K qt = 421,247. 1,3 = 480,295MPa < [σ H ] max = 1260 MPa
σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 56,136.1,3 = 62,977 MPa < [σ F ]1 max = 464 MPa
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 50,075.1,3 = 65,098MPa < [σ F ] 2 max = 360 MPa
Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

20



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

BẢNG 2 : CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
CẤP NHANH
Thơng số

Kí hiệu

Cơng thức tính và giá trị

Khoảng cách trục chia

a

a = 0,5m(z1 + z2) = 246,75mm

Khoảng cách trục

aw

aw = a + ym = 250mm

Đường kính chia

d

d1 = mz1 = 70mm, d2 = mz2 =

Đường kính lăn


dw

423,5mm

Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng

da
df
db

dw1 = 2aw/(um + 1) = 70,922mm
dw2 = dw1u = 429,078mm
da1 = d1 + 2(1 + x1 - ∆y)m =
77,77mm
da2 = d1 + 2(1 + x2 - ∆y)m =

α

435,925mm

αt

df1 = d1 – (2,5 – 2x1)m = 62,328mm

Góc prơfin gốc

αtw


df2 = d2 – (2,5 – 2x2)m = 420,483mm

Góc prơfin răng

xt

db1 = d1cosα = 65,778mm

Góc ăn khớp

εα

db2 = d2cosα = 397,96mm

Đường kính cơ sở

Tổng hệ số dịch chỉnh

Theo TCVN 1065-71, α = 200

Hệ số trùng khớp ngang

αt = arctg(tgα/cosβ) = 200
αtw = arccos(acosαt/aw) = 21,9550
xt = 0,973
εα = 1,694

3.2 Tính tốn cấp chậm
3.2.1. Xác định khoảng cách trục cho bộ truyền.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau :

a w 2 = K a .(u + 1).3

T2 .K Hβ

[σ H ] 2 .u.ψ ba

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

(2-10)

21


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
trong đó : Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra ở bảng 6.5
trang 96 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
T2 - mơmen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
[ σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép
u - tỉ số truyền

ψ ba =

bw
- là hệ số, bw – là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6
aw

trang 97 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
KHβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính tốn thiết kế hệ
thống dẫn động cơ khí ”.

ψ bd = 0,53.ψ ba .( u + 1) = 0,53.0,4.(3,29 + 1) = 0,909 do đó theo 6.7 KHβ =
1,061
Từ (2-10) →

a w 2 = 49,5.(3,29 + 1).3

763000.1,061
= 293,864 mm
481,8 2.3,29.0,4

Lấy aw = 294mm
3.1.2 Xác định các thông số ăn khớp.
a) Xác định mơđun.
Mơđun m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02).294 = 2,94 ÷ 5,88mm
Theo bảng 6.8 trang 99 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” chọn
m = 3,5
b) Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.
Giữa khoảng cách trục a w, số răng bánh nhỏ z1, số răng bánh lớn z 2, góc
nghiêng β của răng và mơđun trong bộ truyền ăn khớp ngồi, liên hệ với nhau
theo công thức.

aw =

m( z1 + z 2 )
2. cos β

(2-11)


Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta có góc nghiêng β = 0, từ (2-11)
xác định được số răng bánh nhỏ :

z1 =

2.a w2
2.294
=
= 39,161
m.(u + 1)
3,5.(3,29 + 1)

Lấy z1= 39
Số răng bánh lớn :
z2 = u.z1 = 3,29.39 = 128,310
Lấy z2 = 128
SINH VIÊN THỰC HIỆN :

22


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Tổng số răng zt = z1 + z2 = 39 + 128 = 167 do đó tỉ số truyền thực là :

um =

z 2 128
=
= 3,282

z1
39

Khoảng cách trục lúc này là :

atw 2 =

m( z1 + z 2 ) m.z t
=
= 292,250 mm
2. cos β
2

Chọn aw = 295mm
Để đảm bảo khoảng cách trục aw = 295mm ta nên cắt răng có dịch chỉnh và ta
tiến hành như sau :
Hệ số dịch tâm :

y=
ky =

Hệ số :

a w2
295
− 0,5.( z1 + z 2 ) =
− 0,5.(39 + 128) = 0,786
m
3,5
1000. y 1000.0,786

=
= 4,707
zt
141

Theo bảng 6.10a trang 101 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
tra được kx = 0,171

k x .z t 0,171.167
=
= 0,029
1000
1000

Hệ số giảm đỉnh răng :

∆y =

Tổng hệ số dịch chỉnh :

xt = y + ∆y = 0,786 + 0,029 = 0,815

Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 được tính như sau :


y
0,815 

x1 = 0,5. xt − ( z 2 − z1 ).  = 0,5.0,815 − (128 − 39).
= 0,198

zt 
167 


→ x2 = xt – x1 = 0,815 – 0,198 = 0,617
Góc ăn khớp :

cos α tw =

z t .m. cos α 167.3,5. cos 20 0
=
= 0,931
2.a w
2.295

Do đó : αtw = 21,4190
3.1.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều
kiện sau :

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.T1 .K H .( u ± 1)
bw .u.d w1

2

≤

[σ H ]


(2-12)

Trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số
của ZM = 274MPa1/3 tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn
động cơ khí ”
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
SINH VIÊN THỰC HIỆN :

23


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

2. cos β b
2. cos 0
=
= 1,715
sin 2α tw
sin 2.21,419

ZH =

trong đó βb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính tốn
thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

Z ε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :
Zε =
Zε =

Zε =
với

4 − εα
3
(4 − ε α ).(1 − ε β )
3

Vậy

εβ
εα

1
εα

εβ = 0

khi

εβ <1

khi

εβ ≥1

ε β - hệ số trùng khớp dọc, tính theo cơng thức :

εβ =
và


+

khi

bw . sin β
=0
m.π


1
1 
1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2 + . cos β = 1,88 − 3,2 +
 = 1,773
 39 128 
 z1 z 2 


Zε =

4 − 1,773
= 0,862
3

Đường kính vịng lăn bánh nhỏ

d w1 =


2.a w
2.295
=
= 137,786 mm
u m + 1 3,282 + 1

Vận tốc vòng của bánh nhỏ

v=

π .d w1 .n1 3,14.137,786.105,257
=
= 0,759 (m/s)
60000
60000

trong đó n1 – là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động)
Với v = 0,759 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn
động cơ khí ” dùng cấp chính xác 9
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ.KHα.KHv = 1,061.1.1,032 = 1,095

SINH VIÊN THỰC HIỆN :

24


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
trong đ ó : KHβ - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng
vành răng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ

khí ”
KHα - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp, trị số của KHα đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng
6.14 trang 107 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng
thẳng KHα = 1.
KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số
KHv tính theo cơng thức sau:

K Hv = 1 +
trong đó : ν H

= δ H .g 0 .v.

ν H .bw .d w1
3,152.0,4.295.137,786
= 1+
= 1,032
2.T1 .K Hβ .K Hα
2.763000.1,061.1

aw
295
= 0,006.73.0,759.
= 3,152
um
3,282

với v = 0,759 tính được ở trên,

δ H - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn


khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động
cơ khí ”, g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2,
tra bảng 6.16 trang 107 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Thay các giá trị vừa tính được vào (2-12) ta được :

σ H = 274.1,715.0,862.

2.763000.1,095.( 3,282 + 1)
= 399,590 MPa
0,4.295.3,282.137,786 2

Theo(2-1) với v = 0,759m/s, với v< 5m/s Zv = 1, với cấp chính xác động học là
9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám R z
= 10 ...40µm, do đó ZR = 0,9, với dw1 < 700mm, KxH = 1 do đó

[σ H ] = σ H lim
SH

Ta thấy

0

.Z R .Z v .K xH .K HL = 481,8.0,9.1.1.1 = 433,620 MPa

[σ H ] > σ H và

[σ H ] − σ H
.100% = 7,8% > 4% không thoả mãn điều kiện
[σ H ]


bền tiếp xúc, vậy ta phải chọn lại
⇒ψ bd

ψ ba = 0,35

= 0,53.ψ ba .( u + 1) = 0,53.0,35.(3,29 + 1) = 0,796 do đó theo 6.7 KHβ =

1,05
→a w 2

= 49,5.(3,29 + 1).3

763000.1,05
= 306,174 mm
481,8 2.3,29.0,35

Lấy aw = 306mm
SINH VIÊN THỰC HIỆN :

25