Đồ Án Chi Tiết Máy - Đặng Đình Hùng - 6151040063 - Đề V-3. Môn Chi tiết máy (GTVT) | Trường Đại học Giao thông Vận tải.

lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY
TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI PHÂN HIỆU TẠI TP.HCM ----------
Thuyết Minh ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: NGUYỄN HỮU CHÍ
SVTH: ĐẶNG ĐÌNH HÙNG
Lớp: Kỹ Thuật Ô Tô 1 - K61 MSSV: 6151040063
Đề số: V - Phương án: 3 TP.HCM - Tháng 12/2022 Trang 2 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY Trang 3 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY LỜI NÓI ĐẦU
Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể
nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ thống
truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học
trong các môn: Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ Thuật Cơ Khí… và giúp sinh viên có cái
nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn
và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ
lăn… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng
vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad - điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Chí và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ
em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận
được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.
Thành Phố Hồ Chí Minh, ngày 17 tháng 12 năm 2022 Trang 4 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY NHẬN XÉT
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………… Trang 5 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY
Các số liệu phục vụ cho công việc thiết kế :
Sơ đồ hướng dẫn
Chế độ làm việc : mỗi ngày làm việc 2 ca , mỗi ca 4 giờ . Mỗi năm làm việc 310
ngày, tải trọng va đập nhẹ Phương án 3 Thứ nguyên
Lực vòng trên băng tải P 650 KG Vận tốc băng tải 0,9 m/s Đường kính trong D 420 mm Chiều rộng băng tải B 400 mm Thời hạn phục vụ 5 Năm Tỷ số M1/ M 0,6
Sai số vận tốc cho phép 5 %
Phần I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Trang 6 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY
1 ) Chọn động cơ :
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc thiết bị công nghệ là giai đoạn đầu
tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy . Trong rất nhiều trường hợp dung hộp giảm
tốc và động cơ biệt lập ,việc chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng rất nhiều đến việc lựa
chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp . Muốn chọn đúng loại
động cơ cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại đồng thời cần chú ý đến
các yêu cầu làm việc cụ thể của các thiết bị cần được dẫn động → Để chọn động cơ ta
tiến hành theo các bước sau :
- Tính công suất cần thiết của động cơ
- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
- Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu về quá tải ,
mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước động cơ phù
hợp với yêu cầu thiết kế
a ) Xác định công suất động cơ :
Do động cơ làm việc ở chế độ dài hạn với phụ tải thay đổi nên ta chọn công suất
của động cơ sao cho trong thời gian làm việc động cơ lúc chạy quá tải , lúc chạy non tải
một cách thích hợp để nhiệt độ động cơ đạt giá trị ổn định . Như vậy ta coi động cơ làm
việc với phụ tải đẳng trị không đổi . Bằng phương pháp mômen đẳng trị ta xác định
công suất của động cơ. = Ta có : P đt =
 Pđt = 0,79 . Pl ; Trong đó M là mômen của hệ thống truyền động P.V 650.10.0.9 Với Pl =
 Pđt = 0,79. P= 0,79.5,85 ≈ 4,62 Hiệu
suất truyền động : η=ηbr×ηổ×ηkhớp nối Với :
η br – hiệu suất cặp bánh răng η ổ - Hiệu
suất 1 cặp ổ lăn ηkhớp nối - Hiệu suất nối trục di động
Tra bảng 2-3 “ trị số các hiệu suất” (sách TTTKHDD cơ khí trang 19) ta có :
Hiệu suất truyền động là : η 4 = 0,984×0,9954×0,99
br ×η4ổ ×ηkhớ pnố i ≈ 0,89 Trang 7 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY 4,62
Công suất trên trục động cơ là: Pct = 0,89 ≈ 5,19 (KW)
Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết trên trục động cơ
b) Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv . ut
Trong đó: nlv - Số vòng quay của trục máy công tác trong 1 phút
ut – tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động
Số vòng quay của trục máy công tác (tang quay) trong 1 phút : 60000.v nlv = πD = 40,95(v/ph)
Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động : đối với bộ truyền bánh răng trụ hai cấp ta chọn ut = 18
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = 40,95.18 = 737,1 (v/ph) c) Chọn động cơ :
Qua việc tính toán các thông số trên ta dựa vào bảng 2P sách “Thiết kế chi tiết máy” trang
238 để chọn động cơ kiểu 4A160S8Y3 có các thông số kỹ thuật sau: + Công suất: Pđc = 7,5 kW + 𝑐𝑜𝑠𝜑 = 0,75
+ Vân tốc: ̣nđc = 730 vg/ph
+ Tỷ số momen khởi động: 𝑇𝑘/ 𝑇𝑑𝑛 = 1,4
+ Tỷ số momen 𝑇max/ 𝑇𝑑𝑛 = 2,2 + Hiêu suất: η =̣ 86 % Tmm T
Thỏa mãn điều kiện : T Tdn
2. Phân phối tỷ số truyền :
Việc phân phối tỷ số truyền cho các cấp bộ truyền trong hộp giảm tốc có ảnh hưởng rất
lớn tới kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc . nđc
Tỷ số truyền chung : uh = Nlv 40,95
Mà uh = u1.u2=5,31.3,39=18,00 Trang 8 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY
Với u1 – tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
u2 – tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm Kiểm tra
sai số cho phép về tỷ số truyền: %
Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đồng trục bằng
phương pháp ngâm dầu ta chọn u1 = u2  u1 = u
3. Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục : Trục I: PI = Pđc =7,5 KW ; nđc = 730 v/ph ; Tđc =
9,55.106. Pđc = 9,55.106.7,5 ≈ Nmm nđc Pđc
Trục II : PII = .ηbr.ηổ = 3,25 . 0,98 .0,995 ≈ 3,169075 KW 2
nđc 730 nII = u1 = 4,22 ≈ 172,9857 v/ph TII = 6 II =
9,55.106.3,169075 ≈ Nmm 9,55.10 . P nII
Trục III : PIII = 2. PII .ηbr .ηổ = 2.3,169075 . 0,98 .0,995 ≈ 6,18033 KW nII 172,9857 nIII = u2 = 4,22 ≈ 40,9918 v/ph TIII = 6 III =
9,55.106.6,18033 ≈ Nmm 9,55.10 . P nIII
Ta có bảng hệ thống các số liệu tính được : Trục Thông Động Cơ I II III Trang 9 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY Số Tỷ số truyền u 4,22 4,22 Công suất P KW 7,5 3,169075 6,18033 Số vòng quay n v/ph 730 172,98 40,99 Mômen xoắn T Nmm 98116,43836 174954,646 1439852,641
Phần II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I. .Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :
Vì hộp giảm tốc có công suất nhỏ bộ truyền chịu tải trọng va đập nhẹ và không có yêu
cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu chế tạo hai cấp bánh răng như sau :
• Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB192….. 240 chọn HB2 = 235
giới hạn bền : σb2 = 750 MPa ;
giới hạn chảy : σch2 =450 MPa
• Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện
đạt độ rắn HB241….. 285 ta chọn HB1 = 250
giới hạn bền : σb1 = 850 MPa ;
giới hạn chảy : σch1 =580 MPa
II. . Xác định ứng suất cho phép :
Theo bảng 6-2 ‘trị số của σ0Hlim và σ0Flim ’ sách TKHDDCK trang 94
Với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…. 350 ta có :
σ0Hlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1 σ0Flim = 1,8HB ; SF = 1,75
khi đó : σ0Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa
σ0Flim1 = 1,8HB1 = 1,8 . 250 = 450 MPa σ0Hlim2 =
2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 MPa σ0Flim2 = 1,8HB2 = 1,8 . 235 = 423 MPa
Theo công thức 6-5: NHO =30. H2 ,4 do đó HB
NHO1 =30 . 2502,4 ≈ 17,06.106
NHO2 =30 . 2352,4 ≈ 14,71 .106 NFO1=NFO2= 4.106 Theo công thức (6-7 ) T 3 T i 3 NHE = 60c.n = 60c.n iti II/u.ti Trang 10 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY
Do thời gian khởi động là 3s quá nhỏ so với thời gian làm việc, nên ta có thể tạm thời bỏ qua NHE2 > NHO2
NHE1 = 36,13.108.4,22≈ 15,24.109 > NHO1
Do đó lấy KHL1 = 1 là hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trong của bộ truyền
Như vậy theo 6-1a sơ bộ xác định được : [σH] = σ0Hlim. KHL/SH
[σH]1 = 570.1/1,1 ≈ 518,18 MPa
[σH]2 = 540.1/1,1 ≈ 490,9 MPa
Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng do đó theo 6-12 :
[H] = ([H]1 + [H]2)/2 = 504,54 MPa
 [H] < 1,25 .min( [H]1 ; [H]2 ) = 1,25.490,9 ≈ 613,625 MPa
Với Cấp chậm sử dụng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL =1 do đó :
[H]’ =[H]2 = 490,9 MPa T 6 Theo (6-7) : NEF = 60c..niti NEF2 = > NFO  Do đó :KLF2 =1
NFE1 = u. NFE2 = 4,22.31,91.106 ≈ 13,47.107 > NFO  do đó lấy KLF1 =1 Theo 6.2a: [F] = ❑o . K Flim FC .KFL / SF
Với : ❑oFlim- ứng suất giới hạn mỏi tương ứng với chu kỳ cơ sở
KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải . Với bộ truyền quay 1 chiều KFC =1 ta được :
[F]1 = 450.1.1/1,75 = 257,14 MPa
[F]2 = 423. 1.1/1,75 ≈ 241,71 MPa Ứng suất quá tải cho phép : Theo (6-13) và (6-14)
[H]max = 2,8. ch2 = 2,8.450 = 1260 MPa
[F1]max = 0,8. ch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa
[F2]max = 0,8. ch2 = 0,8 . 450 = 360 MPa
III. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP NHANH Trang 11 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY
1. Tính khoảng cách trục
Do đây là hộp giảm tốc đồng trục nên lấy khoảng cách trục của cấp nhanh bằng khoảng
cách trục cấp chậm của bộ truyền  aw1 = 199 mm
2. Xác định các thông số ăn khớp
• Xác định mô đun : theo công thức (6.17) m = (0,01 ÷ 0,02)aw1 = (0,01÷0,02) 199 = 1,99 ÷ 3,98
dựa theo tiêu chuẩn trị số của mô đun (bảng 6.8) ta chọn mô đun pháp tuyến mn =2 mm 
Xác định số răng , góc nghiêng  và số dịch chỉnh x : Chọn sơ bộ  = 350 cos 2. = = 2.
Số răng bánh nhỏ : z1 m.(u1+1) ≈ 31,22 Lấy z1 = 32 răng
 số răng bánh lớn theo công thức (6.20) ta có :
z2 = u2. z1 =4,22.32= 135,04 lấy z2 = 135
• Tỷ số truyền thực tế um
• Sai lệch tỷ số truyền 0% < 2% (thỏa mãn)
• Ta tiến hành tính lại góc nghiêng  : theo (6.32) ta có 6
m.( z1+z2) 2.(32+135) 0 cos(β)= =
≈0,839 => =32,944 2.aw 2.199
• Với z1 >30 ta không dùng dịch chỉnh góc x1 = 0 ;x2 = 0 và aw1 = 199 mm
• Góc ăn khớp xác định theo (6.27)
zt .m.cosα 167.2.cos⁡(20) 0 cosα = =
≈0,7885 => α =37,946
3.Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng :
Theo công thức (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : σH = ZM .ZH . Z H ]
trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3 Trang 12 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY 2.cos βb
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =√
sin2αtw Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng T1 = mô
men xoắn trên trục bánh chủ động. KH – hệ số tải trọng khi
tính về tiếp xúc bw - chiều rộng vành răng dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ
Đối với bánh răng trụ răng nghiêng ta có :
góc prôfin răng :t=arctg (tgα / cosβ) = arctg(tg(20) / cos(32,944)) ≈ 23,4460
Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2)/cos = 0,5.2.(167)/cos(32,944 0) ≈ 199 mm
Góc nghiêng của răng trên trục cơ sở (theo 6.35)
tgβb=cosαt .tgβ=cos(23,4460).tg(32,944 0)≈0,594 => βb ≈ 30,7320 hệ số xét đến hình
dạng bề mặt tiếp xúc : ZH = 1,331
Chiều rộng vành răng : bw = 𝜓ba . aw = 0,4 .199 = 79,6 mm
Theo công thức hệ số trùng khớp dọc : εβ = bw .sinβ / mπ = 79,6. Sin 32,9440 / 2.3.14 ≈ 6,889 > 1
Theo công thức 6.36c ta có : Z
Với εα – là hệ số trùng khớp ngang . Theo công thức 6-38b ta có :
εα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2 ) ] .cosβ = [1,88- 3,2 (1/32 + 1/135)]. Cos 32,9440 ≈ 1,4738  Z
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 = 2 aW/( u1 + 1) = 2.199 /(4,22+1)≈ 76,245 mm π dw1 .n1 Vận tốc vòng : v = = 2,914 m/s 60000
 dựa theo vận tốc và bảng 6.13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức (6.39) ta có : KH = KHβ KHα KHv
Trong đó : KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng. KHβ = 1,055
KHα – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp .
với bánh răng thẳng KHα =1,16
KHv – hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vùng ăn khớp Trang 13 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY vH .bw .dw1
Theo công thức (6.41) ta có: K = 1+ Hv
2.T 1. K Hβ K Hα Trong đó : v = .g H δH 0.v√ aw u
δ – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6.15 ta chọn =0,002 g H δH 0 – hệ số
kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 . Tra bảng 6- 16 ta chọn g0 = 73
 v = 0,002 . 73 . 2,914 . 2,921 H v H .bw .dw1
= 1+ 2,921.76,245.79,6 = 1 ,147
Vậy : KHv = 1+ 2.T 1. K Hβ K
 KH = KHβ KHα KHv = 1,055 . 1,16 .1,147= 1,403
Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : σH = ZM .ZH . Z = 274 × MPa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo công thức (6-1) [σH] = (σ o / S Hlim H ).ZR Zv . KxH KHL
Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng . Do v =2,914 m/s nên lấy Zv =1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia
công độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 μm, do đó ZR = 0,95 . với da <700mm, KHL = 1 do đó theo
(6-1) và (6-1a) Vậy [σH] = 481,82× 1×0,95×1 =457,73 MPa ta thấy σH = 182,225 < [σH] = 457,73 MPa
Vậy các thông số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc
4 .Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo công thức (6-43) và (6-44)
2T 1. K F Y ε Y βY F1 Trang 14 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY F1 =
bw .dw1 .m ≤ [F1 ] F2 = ❑
FY1FY1 F2 ≤ [F2] Trong đó :
T1 – mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm KF - mô đun pháp bw - chiều rộng vành răng
dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động Yε
– hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Ta có Yε = 1/ εα = 1/ 1,4738 ≈ 0,678
KF = KFβ KFα KFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn
Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn . tra bảng 6.7 ta chọn KFβ = 1,12
KFα – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời an
khớp khi tính về uốn . vì bộ truyền cấp nhanh là bánh răng nghiêng nên KFα =1,40
KFv – là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn v F .bw dw1
KFv = 1+ 2T 1 K Fβ KFα
Trong đó : vF= δF go. v. = 0,006 . 73 . 2,914 . 8,764
( Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta chọn δF= 0,006 ; go = 73 )  KFv = 1+
2vTF1.KbwFβdKw 1Fα = 1+
8,764×79,6×76,245 1,345
Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,12 . 1,4. 1,345 ≈ 2,108
Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng Y
YF1 ; YF2– hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
zv1 và zv2 của bánh 1 ;2 và hệ số dịch chỉnh Ta có zv1 = z1 / cos3β =
32/cos3(32,944)≈54,143 ; zv2 = z2 / cos3β = 135/cos3(32,944) ≈228,419
Tra bảng 6-18 ta chọn YF1 = 3,637 ; YF2 = 3,6 Vậy
2T 1. K F Y ε Y βY F1
98116,43836×2,108×0,678×0,7646×3,637 F1 = bw .dw1 .m = 79,6×76,245×2 ≈32,126 MPa Trang 15 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY ❑ F 1Y F2 = 3,637 MPa F2 = Y F1
Tính ứng suất uốn cho phép : theo công thức (6-2) ta có
[F] = (σ oFlim / SF ).YR Ys . KxF KFL KFC
Trong đó : YR =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Ys - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
Ys = 1,08 – 0,0695 ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) ≈ 1,0318
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn .chọn KxF =1
 [F1] = [F1].YS.YR.KXF = 32,126. 1,0318 . 1 .1 ≈ 333.147 MPa
[F2] = [F2].YS.YR.KXF = 31,799.1,0318.1.1 ≈ 32,81 MPa
Vậy F1 < [F1] ; F2 < [F2] 5.
Kiểm nghiệm răng về quá tải : Tmax 1,4 M Ta có hệ số quá tải Kqt = T = M =1,4
ứng suất tiếp xúc cực đại theo công thức (6-48) : H1max = H . √Kqt = 182,225.
= 215,611 (MPa) Ta thấy H1max < [H]max = 1260 MPa
ứng suất uốn cực đại tạ mạt lượn chân răng theo công thức (6-49 ) ta có Fmax = F . Kqt
 F1max = F1 . Kqt = 32,126. 1,4 = 44,976 (MPa) < [F1]max
F2max = F2 . Kqt= 31,799 .1,4 = 44,518 (MPa ) < [F2]max 6.
Các thông số và kích thước của bộ truyền :
Khoảng cách trục : aw =199 mm Mô đun pháp : m = 2 mm
Chiều rộng vành răng : bw = 79,6 mm Tỷ số truyền : u = 4,22
Góc nghiêng răng : β = 32,9440
Số răng bánh răng : z1 = 32 ; z2 = 135
Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 Đường kính vòng chi 1 a : d = mz1 = 2.32 ≈ 76,26 mm 2
mz2 d = = ≈ 321,73 mm 0
đường kính đỉnh răng :da1 = d1 + 2.(1+x1- Δ Y).m =76,26+2.(1+0).2 =80,26 mm Trang 16 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY
da2 = d2 + 2.(1+x2- Δ Y).m =321,73 + 2.(1+0).2= 325,73 mm đường kính đáy răng :
df1=d1-(2,5- 2.x1).m = 76,26 - (2,5- 0). 2 = 71,26 mm df2 =
d2 - (2,5- 2.x2).m = 321,73 - (2,5- 0). 2 = 317,73 mm
Ta có bảng các thông số của bộ truyền bánh răng cấp nhanh : Thông số Giá trị Thứ nguyên Khoảng cách trục 199 mm Mô đun pháp 2 mm Chiều rộng vành răng 79,6 mm Tỷ số truyền 4,22 Góc nghiêng răng 32,944 Độ Số răng bánh nhỏ 32 Số răng bánh lớn 135
Đường kính vòng chia bánh nhỏ 76,26 mm
Đường kính vòng chia bánh lớn 321,73 mm
Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ 80,26 mm
Đường kính đỉnh răng bánh lớn 325,73 mm
Đường kính đáy răng bánh nhỏ 71,26 mm
Đường kính đáy răng bánh lớn 317,73 mm IV.
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM :(bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Do đây là hộp giảm tốc đồng trục nên lấy khoảng cách trục của cấp nhanh bằng
khoảng cách trục cấp chậm của bộ truyền (aw1=aw2) theo 6-15a : a ba w2 =Ka.(u2 + 1).
trong đó : Ka – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và dạng răng . Tra
bảng 6-5 sách TKHDDCK trang 96 ta có Ka = 49,5 (MPa1/3) Trang 17 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY
𝜓ba = bw/aw tra bảng 6-6 ta chọn 𝜓ba = 0,4
Theo công thức(6-16)ta có:𝜓bd = 0,53 𝜓ba(u1+1) = 0,53.0,4.(4,22+1) ≈ 1,106
KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc .Với 𝜓bd = 1,383 kết hợp tra bảng 6.7 sách TKHDCK trang 98 ta chọn KHβ
≈1,055 ứng với sơ đồ 6
T2 : mômen xoắn trên trục chủ động
[H] : ứng suất tiếp xúc cho phép
Thay số vào ta có: aw2 = 49,5. 198,55 (mm) Lấy aw1 = 199
2. Xác định các thông số ăn khớp
 Xác định mô đun : theo công thức (6-17) m = (0,01 ÷
0,02)aw2 = (0,01÷0,02) 199 = 1,99 ÷ 3,98 dựa theo tiêu
chuẩn trị số của mô đun (bảng 6.8) ta chọn mô đun pháp tuyến mn = 2 mm
z1=2aw2/[m.(u2+1)]=2.199/(2.(4,22+1)) ≈ 38,12 Lấy z1= 38 răng z = 4,22.38 2=u2 .z1 ≈160,36 Lấy z2=160 răng
Vì z1>30 nên không cần dịch chỉnh; lấy aw2 = 199 mm z2 160
Tỉ số truyền thực tế: um ≈ −u 4,21 4,22 Sai lệch tỉ số truyền u2 4,22 % (thỏa mãn)
3 .Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng :
Theo công thức (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : σH = ZM .ZH . Z H ]
trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3 Trang 18 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY 2.cos βb
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =√ sin2αtw Zε
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng T2 = mô men xoắn trên
trục bánh bị động. KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc bw -
chiều rộng vành răng dw2 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ Đối
với bánh răng trụ răng thẳng ta có :
góc prôfin răng :t=tw = arctg (tgα / cosβ) = arctg(tg(20) / cos(0)) = 200
Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2)/cos = 0,5.2.(199)/cos(00) =199 mm
Góc nghiêng của răng trên trục cơ sở (theo 6.35) tgβb=cosαt .tgβ= cos(200).tg(0
0)¿0=> βb ≈ 00 hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH =
Chiều rộng vành răng : bw = 𝜓ba . aw = 0,4.199 = 79,6 mm
Theo công thức hệ số trùng khớp dọc : εβ = bw .sinβ /
mπ = 79,6 . Sin00 / 2π = 0
nên theo công thức (6-36c) ta có Z
Với εα – là hệ số trùng khớp ngang . Theo công thức 6-38b ta có :
εα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2 ) ] .cosβ
= [1,88- 3,2 (1/38 + 1/160)]. Cos00 = 1,775  Z
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw2 = 2 aW/( u2 + 1) = 2.199 /(4,22+1)= 76,245 mm Vận tốc vòng : v = = 0,69 m/s
 dựa theo vận tốc và bảng 6-13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức (6- 39) ta có : KH = KHβ KHα KHv
Trong đó : KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng. KHβ = 1,055
KHα – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp .
Với bánh răng thẳng chọn KHα =1
KHv – hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vùng ăn khớp v H .bw .dw2
Theo công thức (6-41) ta có: KHv = 1+
2.(T¿¿2/2).K Hβ KHα ¿ Trang 19 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY
Trong đó : vH = δH.g0.v√ aw u
δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6-15 ta chọn δH=0,006 g0 – hệ số
kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 . Tra bảng 6- 16 ta chọn g0 = 73  v = 2,077
H = 0,006 . 73 . 0,69 . v H .bw.dw2 = 1+ = 1 ,034
Vậy : KHv = 1+ 2.(T2).K Hβ KHα
 KH = KHβ KHα KHv = 1,055 . 1. 1,034= 1,09
Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : σH = ZM .ZH . Z
= 274 ×1,763 × = 419,96 MPa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo công thức (6.1) [σH] = (σ oHlim / SH ).ZR Zv . KxH KHL
Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng . Do v = 0,582 m/s <5 nên lấy Zv =1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần
gia công độ nhám Ra = 2,5…1,25 μm, do đó ZR = 0,95; với da <700mm, KxH = 1 do đó theo (6.1) và (6.1a)
Vậy [σH] =[σ H ] ×Z v ×ZR ×K xH =490,9× 1×0,95×1 = 466,355 MPa
Ta thấy σ H=419,96<[σ H ]=466,355MPa
Vậy các thông số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc
4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo công thức (6-43) và (6-44)
2T 1. K F Y ε Y βY F1 F1 = bw .dw1 .m ≤ [F1 ] Trang 20 lOMoAR cPSD| 58833082 BM : THIẾT KẾ MÁY F2 = ❑
FY1FY1 F2 ≤ [F2] Trong đó :
T1 – mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm KF - mô đun pháp bw - chiều rộng vành răng
dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động Yε
– hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Ta có Yε = 1/ εα = 1/ 1,775 ≈ 0,563
KF = KFβ KFα KFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn
Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn . tra bảng 6-7 ta chọn KFβ = 1,12
KFα – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời an khớp
khi tính về uốn . vì bộ truyền cấp chậm là bánh răng thẳng nên tra bảng 6-14 ta chọn KFα =1
KFv – là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn v F .bw dw 1
KFv = 1+ 2T 1 K Fβ KFα Trong đó : v F= δF go. v. = 0,006 . 73 .0,69. = 2,075
( Tra bảng 6-15 và bảng 6-16 ta chọn δF= 0,006 ; go = 73 )
v F .bw dw1 2,075.79,6.76,245  KFv = 1+ 2T 2 K Fβ KFα = 1+ 2.
Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,12 . 1. 1,032 = 1,155
Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng . Với banh răng thẳng Y =1 
YF1 ; YF2– hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương zv1
và zv2 của bánh 1 ;2 và hệ số dịch chỉnh Ta có : zv1 = z1 / cos3β = 38/cos 0 = 38
zv2 = z2 / cos3β = 160/cos 0 = 160
Tra bảng 6-18 ta chọn YF1 = 3,72 ; YF2 = 3,60
2T 1. K F Y ε Y βY F1 2×174954,646×1,155×0,563×1×3,72 Vậy F1 = bw .dw1 .m =
79,6×76,245×2 =69,732 MPa ❑
F 1Y F2 = 69,7323,72×3,60 = 67,482 MPa Trang 21