ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
BÀI LÀM BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY
BÀI 1: Tính toán bộ truyền đai truyền từ động cơ đến hộp giảm tốc
máy tiện.
I. Chọn loại đai và tiết diện đai.
1. Chọn loại đai
Đai thang hẹp (đai sợi tổng hợp) tỉ số giữa chiều rộng tính toán
t
b
đo
theo lớp trung hòa và chiều cao h của tiết diện hình thang
1,05 1,1
t
b
h
= +
2. Tiết diện đai
Do công suất N = 4,4 kW, n
1
= 1200 vòng/ph nên tra bảng ta chọn loại
đai Y
A
:
Kích thước tiết diện: b
t
= 11, b = 13, h =10, y
0
= 2,8
Diện tích tiết diện A = 81 mm
2
Đường kính bánh đai nhỏ d

ε
= = =
− −
mm với
ε=0,015
Vậy chọn d
2
theo tiêu chuẩn: d
2
= 630 mm
Tính lại tỉ số truyền
2
1
630
4,569
(1- ) 140(1-0,015)
d
u
d
ε
′
= = =
.
Suy ra sai lệch:
- 4,5- 4,569
1,5% 5%
4,5
u u
u
u

1 2
( - )
2 ( ) 2662,74
2 4
d d
l a d d
a
π
= + + + =
mm. Chọn
l
theo tiêu chuẩn:
l
=
2500 mm
Kiểm nghiệm về tuổi thọ của đai:
-3
1 1
4
3,5.10 10
.6.10
d nv
i
l l
π
= = = <
(thỏa mãn)
4. Góc ôm
1
α

( )
9550
l
T n
P P c c
α
∆
= +
. Với
c
α
là hệ số kể đến ảnh
hưởng của góc ôm
1
α
,
0,887c
α
=
,
1
l
c =
. Chọn P
0
= 3,4 (với v
đai
=
8,8m/s và d
1

(đai).
Từ đó ta có:
Chiều rộng bánh đai:
( 1) 2B z t e= − +
. Tra bảng ta có t =15, e = 10
Suy ra B = 35mm
Đường kính ngoài của bánh đai :

0
2
a
d d h= +
.
Tra bảng ta có h
0
= 3. Vậy :
Bánh đai 1 :
1 1 0
2 146
a
d d h= + =
mm
Bánh đai 2 :
2 2 0
2 636
a
d d h= + =
mm
IV. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
1. Lực căng trên 1 đai :

Suy ra
0
780.4,4.1,2
0 264
8,8.0,887.2
F N= + =
2. Lực tác dụng lên trục:

0
1
0
139
2 . .sin( ) 2.264.2.sin( ) 989,13
2 2
r
F F z N
α
= = =

3
BÀI 2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng làm việc trong hộp
giảm tốc 1 cấp.
I. Chọn vật liệu
Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C50 tương ứng với thép 50 Liên
Xô, tôi cải thiện có độ rắn 240HB, gới hạn bền
640
b
MPa
σ
=

60 ( ) . .
i
HE i i
T
N c n t
T
=
∑

Dựa vào số liệu bài ra và sơ đồ tải trọng, ta có:
3
1
2
1 max
60. . . . .
i i
HE i
i
T t
n
N c t
u T t
 
=
 ÷
 
∑ ∑
∑
3 3 7
516 3,2 4,4

HO
=
16.10
6
.Đối với bánh răng nhỏ N
HE1
> N
HO1
và K
HL1
= 1 , nên
0
lim1 lim1H H
σ σ
=
;
0
lim2 lim2H H
σ σ
=
Giới hạn bền mỏi tiếp xúc:

lim
2 70
H
HB
σ
= +
Chọn rắn bánh nhỏ HB
1

=
 ÷
 
Lấy
. . .
R V L xH
Z Z K K
= 1, hệ số an toàn S
H
= 1,1 ta có:
4
Bánh nhỏ:
1
550
500
1,1
H
MPa
σ
 
= =
 

Bánh lớn:
2
470
427
1,1
H
MPa

T
= = +
∑
=11,8.10
7
> N
FO
= 4.10
6
Số chu kì chịu tải tương đương của bánh nhỏ N
FE1
= u.N
FE2
> N
FO
. Do đó
K
FL
= 1 đối với cả 2 bánh răng.
Mặt khác do bộ truyền quay một chiều nên K
FC
= 1. Ta có:
Giới hạn bền mỏi uốn:

0
lim lim
. .
F F FL FC
K K
σ σ

=
. Trong đó:
Hệ số an toàn S
F
= 1,7 (phôi rèn thường hóa hoặc tôi cải thiện)
Hệ số K
xF
= 1 (đường kính các răng dưới 400mm)
Hệ số Y
R
= 1
Hệ số Y
S
= 1,08 - 0,16lg(m) = 1,03 (môđun m = 2)
Suy ra :
Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :
[ ]
1
1,03
432. 261
1,7
F
MPa
σ
= =

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :
[ ]
2
1,03

1 1
max
2,2 2,2.240 528
F
HB MPa
σ
= = =

Bánh răng lớn :
[ ]
2 2
max
2,2 2,2.200 440
F
HB MPa
σ
= = =

5
III. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
1. Khoảng cách trục
ω
a

1
3
2
( 1)
( ) . .
H

= = =
Tra bảng ta có :
[ ]
427
H
MPa
σ
=
,
0,4
ba
b
a
ω
ω
ψ
= =
với
ω
b
là chiều rộng vành
răng,
Hβ
k =1,01
(tra bảng với
ba
ψ =0,4
)
Vậy suy ra
3

σ ψ
±
=
.
Trong đó :
K
d
= 77 (MPa)
1/3
, tra bảng đối với răng thẳng bằng thép,
Hβ
k
= 1,01
T
1
= 101793 N.mm,
[ ]
H
σ
= 427 MPa

0,53. ( 1) 0,53.0,4.(2 1) 0,636
bd ba
u
ψ ψ
= ± = + =
Suy ra :

3
1

+ +
Với Z
1
= 35 suy ra Z
2
= u.Z
1
= 2.35 = 70 (răng)
Số răng tổng Z
t
= Z
1
+Z
2
= 105 (răng)
Tính lại khoảng cách trục :

2,5.105
131,25
2 2
t
mZ
a
ω
= = =
(mm)
Ta chọn
ω
a =132
mm , khi đó ta dùng dịch chỉnh :

x t
k Z
y∆ = = =
Tổng hệ số dịch chỉnh :
0,3 0,00567 0,30567
t
x y y= + ∆ = + =
Do đó hệ số dịch chỉnh của bánh răng 1 là :

( )
2 1
1
35.0,3
0,5( . ) 0,5.(0,30567 ) 0,103
105
t
t
Z Z
x x y
Z
−
= − = − =
Và
2 1
0,30567 0,103 0,203
t
x x x= − = − =
Góc ăn khớp :
0
105.2,5. os20

d
b d
ω ω
ψ
= = =
mm
V. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng :
[ ]
1
1
2 ( 1)
H
M H
H
H
Z Z Z
T K u
d b u
ε
ω ω
σ σ
±
= ≤
Trong đó :
Z
M
= 275 (MPa)
1/3
(hệ số kể đến cơ tính vật liệu)

=
với
H
K
β
=1,01 và
1
1
1
2
H
Hv
H H
v b d
K
T K K
ω ω
β α
= +
,
0H H
a
v g v
u
ω
δ
=
. Tra bảng ta có :
H
δ

[ ]
275.1,76.0,894 2.101793.1,089.(2 1)
399,5 427
85 54.2
H H
MPa MPa
σ σ
+
= = < =
(TM)
VI. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng :

[ ]
1
1 1 1
1
2
F F F Fv F
T
Y K K
b d m
β
ω ω
σ σ
= ≤
và
[ ]
2
2 1 2

=
(hệ số tập trung tải trọng)

Fv
K
là hệ số tải trọng động,
1
1
1
2
F
Fv
F
v b d
K
T K
ω ω
β
= +
. Với
0F F
a
v g v
u
ω
δ
=
Tra bảng ta có :
F
δ

82,95. 80,02 218
3,68
F F
MPa MPa
σ σ
= = < =
(thỏa mãn)
VII. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để tránh hiện tượng biến dạng dư và gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp
xúc cực đại
ax
( )
H m
σ
không vượt quá một giá trị cho phép :
8

[ ]
ax
ax
( )
H m H qt H
m
K
σ σ σ
= ≤
. Trong đó hệ số quá tải
axm
qt
T


[ ]
1 ax 1
ax
( ) 82,95.1,45 120,3 528
F m F
m
MPa MPa
σ σ
= = < =
(thỏa mãn)

[ ]
2 ax 2
ax
( ) 80,02.1,45 116,1 440
F m F
m
MPa MPa
σ σ
= = < =
(thỏa mãn)
VIII. Xác định các kích thước của bộ truyền bánh răng
Vì tính toán kiểm nghiệm các điều kiện bền của bánh răng đều thỏa
mãn nên ta có được các kích thước và thông số của bộ truyền bánh răng
như sau :
1. Khoảng cách trục :
132a
ω
=

mm
8. Đường kính đỉnh răng:

1 1 1
2(1 ) 87,5 2(1 0,103 0,00567).2,5 93
a
d d x y m= + + − ∆ = + + − =
mm

2 2 2
2(1 ) 175 2(1 0,203 0,00567).2,5 181
a
d d x y m= + + − ∆ = + + − =
mm
9. Đường kính đáy răng:

1 1 1
(2,5 2 ) 87,5 (2,5 2.0,103).2,5 81,8
f
d d x m= − − = − − =
mm

2 2 2
(2,5 2 ) 175 (2,5 2.0,203).2,5 169,8
f
d d x m= − − = − − =
mm
10. Đường kính cơ sở:

0 0