Thiết Kế Môn Học trang

Bộ giao thông vận tải
Trường Đại học Hàng Hải

Thiết Kế Môn Học
Chi Tiết Máy
Người hướng dẫn : Thạc só Nguyễn Thò Hằng
Người thực hiện : phan văn Tân
Lớp : MXD43ĐH
Hải Phòng 2004
1
Thiết Kế Môn Học trang

Sơ Đồ Hệ Thống Và Đồ Thò Tải Trọng
x
x x
x
3
2
1

Hình 1 : Sơ đồ hệ dẫn động hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ đồng trục
1 : Động cơ điện
2 : Bộ truyền động đai
3 : Hộp giảm tốc
t
ck

-1 pha :hiệu suất thấp ,công nghiệp ít dùng.
-3 pha:công nghiệp hay dùng,gồm 2 loại:
-đ/c 3 pha dồng bộ:đắt ,phải có thiết bò phụ dể khởi động
nên ta không dùng loại này.
-đ/c 3 pha không đồng bộ: gồm 2 loại:
+Rô to dây quấn :kích thước lớn ,vận hành phức tạp.
+Rô to ngằn mạch:kết cấu đơn giản,giá thành hạ,làm việc tin cậy,được
dùng phổ biến vì vậy ta chọn loại này.
2.Tính công suất cần thiết của động cơ:
Công suất trên trục động cơ điện được xác đònh:
P
tđ
=P
r
∑
∑
ti
ti
T
Ti
2
)(
Trong đó:P
r
-công suất trên trục ra của HGT ,đã cho P
r
=6.5[KW].
Suy ra: P
tđ
=5.309 [KW]

2
3
Thiết Kế Môn Học trang

Tra bảng ta lấy :η
ol
=0,99 ; η
brt
=0,96
Suy ra: η
t
=0,8673
Vậy P
ct
=6,121[KW]
3.Xác đònh số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Ta tiến hành chọn tỉ số truyền sơ bộ cho bộ truyền đai và HGT :
Theo các bảng tiêu chuẩn ta có thể chọn các tỉ số truyền sơ bộ cho bộ truyền
đai và HGT.
Chọn : U
hgtsb
=16
U
đsb
=1,5
Khi đó tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống sẽ là:
U
t
=U
hgtsb

Tra bảng ta chọn được động cơ cần thiết là K160S2
Các thông số kỹ thuật của động cơ K160S2 như sau:
Kiểu
động cơ
Công
Suất[KW
]
Vận tốc
quay[v/f
]
cosϕ I
k
/ I
đn
η
%
T
K
/T
đn
Khối
lượng[kg]
4
Thiết Kế Môn Học trang

K160S2 7,5 2935 0,93 7,3 86 2,2 94
II.Tính Toán Động Học
1.Xác đònh tỉ số truyền tổng U
t
của toàn bộ hệ thống:

h
= U
t
/U
đsb
=30,895 / 1.5 =20,596
2.2 Phân U
h
cho cấp nhanh và cấp chậm của HGT:
Ta có : U
h
=U
1
. U
2

Trong đó : U
1
- tỉ số truyền cấp nhanh.
U
2
-tỉ số truyền cấp chậm.
Đối với HGT đồng trục :để kích thước bánh lớn của hai cấp ít chênh lệch nhau
( nếu chọn cùng vật liệu) để thoả mãn điều kiện bôi trơn thì ta nên lấy :
U
1
=U
2
=(U
h

Trục I : P
I
= P
ct
.η
đ
.η
ôl

= 6,121 . 0,95 . 0.99
= 5,7568[KW]
Trục II: P
II
= P
I
.η
1
.η
ôl

= 5,7568 .0.97 . 0.99
= 5,5283 [KW]
Trục III: P
III
= P
II
.η
2
.η
ôl


Trục I T
I
= 9,55 . 10
6
.P
1
/ n
I
= 9,55 . 10
6
.5,7568/ 1520 = 36169,4[KNmm].
Trục II T
II
= 9,55.10
6
.P
II
/ n
II
=9,55 .10
6
. 5,5283/ 380 = 138934,9
[KNmm].
Trục III T
III
= 9,55 . 10
6
.P
III

= 95
Tỉ số truyền U
đ
= 1,931 U
1
= 4 U
2
= 4
Mômen xoắn
[Nmm]
T
I
= 36169,4 T
II
= 138934,9 T
III
= 533674,1
III.Thiết kế truyền động đai thang
1.Chọn loại đai và tiết diện đai
Đai thang có 3 loại :Đai thang thường ,đai thang hẹp và đai thang rộng.
Đai thang thường đươc dùng phổ biến nên ta chọn loại này.
Đai thang thường có 7 loại :O,A,...,E.
Dựa vào bảng 4-1 Tr 57,ta chọn được loại tiết diện đai thang thường cần dùng
đó là:đai thang thường tiết diện loại A.
7
Thiết Kế Môn Học trang

Đối với đai thang tiết diện loại A có các thông số hình học như sau:
b
t

.U
đ
.(1 - ε )
8
Thiết Kế Môn Học trang

Với U
đ
:tỉ số truyền của bộ truyền động đai
U
đ
= 1,931
ε : hệ số trượt của dây đai.
Chọn ε = 0,01.
Suy ra : d
2
= 160. 1,931 .(1 - 0,01) = 305,87 [mm].
Theo dẫy tiêu chuẩn của đường kính bánh đai ta chọn : d
2
=315 [mm].
Từ giá trò của đường kính bánh đai lớn ở trên ta tính được tỉ số truyền thực tế
của bộ truyền đai :
U
đtt
= d
2
/[d
1
.(1 - ε )] = 1,99
Với tỉ số truyền thực tế vừa tính được ở trên ta đi nghiệm lại mức độ sai lệch

Tuy vậy khoảng cách trục a đã tính được ở trên cần phải thoả mãn điều kiện
là :
0,55(d
1
+ d
2
) + h ≤ a ≤ 2(d
1
+ d
2
)
⇔ 0,55(160 + 315) + 8 ≤ 384,52 ≤ 2(160 + 315)
9
Thiết Kế Môn Học trang

⇔ 269,25 ≤ 384,52 ≤ 950 .
Ta thấy điều kiện trên đã được thoả mãn.
2.3. Xác đònh chiều dài dây đai :
Áp dụng công thức :
l = 2a + π( d
1
+ d
2
)/2 + (d
2
- d
1
)
2
/ (4a)

1
)/ 2 = 155
Suy ra : a = 863 [mm].
2.4.Tính góc ôm của dây đai (α
1
) trên bánh nhỏ:
Áp dụng công thức : α
1
= 180
0
- ( d
2
- d
1
)57
0
/ a = 180
0
- (315 - 160 )57
0
/ 863
Suy ra : α
1
= 169,76
0
.
Ta thấy α
1
thoả mãn điều kiện α
1

đ
:Hệ số tải trọng động ,tra bảng ta có K
đ
= 1,5.
-[P
0
] công suất cho phép ,KW,xác đònh bằng thực nghiệm ứng với :bộ truyền có
số đai Z = 1,chiều dài l
0
,tỉ số truyền U
đ
= 1 và tải trọng tónh.Trò số của [P
0
]ta tra
được trong bảng 4.19 đồng thời ta sử dụng phương pháp nội suy ta sẽ tính được
giá trò của [P
0
] cần thiết cho bộ truyền ta đang thiết kế.
[P
0
] = 3,78 +
5
78,309,4
−
(24,59 - 20) =4,065.
- C
α

:Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α
1

l
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai,trò số của C
l
phụ thuộc vào tỉ số
giữa chiều dài đai của bộ truyền đang xét l và chiều dài đai l
0
lấy làm thí
nghiệm:
Ta có : l = 2500[mm]
l
0
= 1700[mm].
Suy ra : l / l
0
=1,47
Tra bảng 4.16 đồn thời sử dụng phương pháp nội suy ta có :
C
l
= 1,07 +
2,0
07,11,1
−
( 1,47 - 1,4) =1,085
C
u
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ,ta thấy C
u
tăng sẽ làm tăng đường
kính bánh đai lớn ,do đó đai ít bò uốn hơn khi tiếp xúc với bánh đai này.Tra
bảng và sử dụng phương pháp nội suy ta có:

4.Xác đònh kính thước của bánh đai:
- Xác đònh chiều rộng bánh đai B:
ϕ
B
d
Da
Áp dụng công thức: B = (Z - 1 )t + 2e Với đai thang thường tiết diện loại A có :
t = 15[mm], e = 10[mm] , h
0
= 3,3[mm]
Suy ra : B = (3 - 1 ).15 - 2.10 = 50 [mm].
- Xác đònh đường kính ngoài d
a
của bánh đai:
Áp dụng công thức :
d
a
= d + 2h
0

Suy ra : d
a1
= 160 + 2.3,3 = 166,6 [mm]
12
Thiết Kế Môn Học trang

d
a2
= 315 + 2.3,3 = 321,6 [mm]
5. Xác đònh lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

= 0,105[kg/m]
Suy ra : F
v
= 0,105.(24,59)
2
= 63,5 [N]
Vậy : F
0
= 780 . 6,121 .1,5 / ( 24,59 . 0,975.3 ) + 63,5 = 163,07 [N].
-Lực tác dụng lên trục bánh đai được xác đònh theo công thức :
F
r
= 2F
0
. Z .Sin(α
1
/ 2)
= 2 . 163,07 . 3 .Sin(169,76
0
/ 2)
=974,55 [N]

Phần II - Thiết Kế Bộ Truyền Động Bánh Răng Trong HGT
I.Chỉ Tiêu Thiết Kế Và Thứ Tự Thiết Kế
1.Chọn chỉ tiêu
13
Thiết Kế Môn Học trang

Truyền động bánh răng dùng để truyền chuyển động giữa các trục,thông
thường có kèm theo sự thay đổi về trò số và chiều của vận tốc hoặc mômen.

-Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế
chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng.
-Thép để chế tạo bánh răng được chia làm hai nhóm khác nhau về công nghệ
cắt răng,nhiệt luyện và khả năng chạy mòn :
-Nhóm I: có độ rắn HB ≤ 350 ,bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải
thiện.Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện,đồng
thời nhờ vậy bộ truyền có khả năng chạy mòn.
-Nhóm II có độ rắn HB > 350 ,bánh răng thường được tôi thể tích ,tôi bề
mặt,thấm Cácbon,thấm Nitơ ...
Do bộ truyền ta thiết kế có tải nhỏ (P
r
= 6,5 KW) nên ta chọn vật liệu nhóm
I,bên cạnh đó để cho hai bánh có độ bền mỏi là ngang nhau ,ta chọn vật liệu
làm bánh răng nhỏ có độ cứng lớn hơn vật liệu làm bánh răng lớn từ 10 đến 15
đơn vò B . Tra bảng 6.1 ta chọn vật liệu làm bánh răng cấp chậm là :
Thép 40X được tôi cải thiện có độ rắn HB từ 230 đến 260.
Chọn độ rắn cho bánh 1: HB
1
= 250.
Chọn độ rắn cho bánh 2: HB
2
= 235.
2.Đònh ứng suất cho phép và ứng suất quá tải cho phép
a.Xác đònh ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác đònh
theo công thức :

K
FL

Trong đó :
- Z
R
:hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc.
- Z
v
:hệ số xét đến ảnh của vận tốc vòng.
- K
xH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
- Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
15
Thiết Kế Môn Học trang

- Y
S
: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất,được xác
đònh như sau:
Y
S
= 1,08 - 0,0695ln(m).
Trong đó m là môđun [mm].
- K
xF
: Hệ số xét đến kích thước răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

o
Hlim2
= 2HB
2
+ 70 = 540 [MPa]
σ
o
Flim1
= 1,8HB
1
= 450 [MPa]
σ
o
Flim2
= 1,8HB
2
= 423 [MPa]
- S
H
, S
F
:Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn,tra bảng ta có:
S
H
= 1,1
S
F
= 1,75
- K
FC

mặt răng
≤
350 HB thì : m
H
= 6 , m
F
= 6.
16
Thiết Kế Môn Học trang

- N
HO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.Được tính theo
công thức:
N
H0
=30
4,2
HB
H
với H
HB
: độ rắn Brinen
Suy ra : N
H01
= 30 . 250
2,4
= 17067789
N
H02

n
i
t
i
N
FE
= 60c∑( T
i
/ T
max
)
m
F
n
i
t
i
Với c :số lần ăn khớp trong một vòng,ta co c = 1.
- n
i
,T
i
,t
i
:Lần lượt là số vòng quay,mômen xoắn ,tổng số giờ làm việc ở chế độ
thứ i.Từ sơ đồ tải trọng ta có:
N
HE1
= 60 (


H01

Suy ra :K
HL1
= 1
K
HL2
= 1
Tương tự ta có:
17
Thiết Kế Môn Học trang

N
HF1
= 60 (

0,4 + 0,8
6
. 0,3 + 0,5
6
. 0,3). 380 . 15000 = 165299099
N
FE2
= 60 (

0,4 + 0,8
6
. 0,3 + 0,5
6
. 0,3). 95 . 15000 = 41324774

F1
] = 450 . 1 / 1,75 = 257 [MPa]
[σ
F2]
= 423 . 1 /1,75 = 247 [MPa]
Đối với cấp chậm của hộp giảm tốc cặp bánh răng ăn khớp là cặp bánh răng
thẳng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép sẽ là :
[σ
H
] = 491 [MPa]
b.Xác đònh ứng suất cho phép khi quá tải
Với vật liệu làm bánh răng là thép 40X tôi cải thiện :
-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải sẽ là :
[σ
H
]
max
= 2,8 . σ
ch
= 2,8 . 550 = 1540 [MPa]
-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải sẽ là :
[σ
F
]
max
= 0,8 . σ
ch
= 0,8 . 550 = 440 [MPa]
3.Xác đònh các thông số của bộ truyền
Cấp chậm của HGT ta thiết kế cặp bánh răng thẳng có:

H
U
KT
Ψ
σ
β
Trong đó:
- K
a
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
Tra bảng ta có K
a
= 50
- Ψ
ba
:Hệ số chiều rộng vành răng,hệ số này phụ thuộc vào các yếu tố:
-Tải bộ truyền
-Vò trí bánh răng so với ổ
Tra bảng ta chọn : Ψ
ba
= 0,4
- K
H
β
: Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc , K
H
β

phụ thuộc vào :

đối với cấp chậm có T
1
= T
II
= 138934,9 [Nmm]
Suy ra :
a
w2
= 184,17 [mm]
4.Xác đònh thông số ăn khớp
Ta có : m = ( 0,01 ÷ 0,02 ) a
w

Suy ra : m
2
= ( 0,01 ÷ 0,02 ). 184,17 = 1,8417 ÷ 3,6834 [mm]
19
Thiết Kế Môn Học trang

Đối với cặp ăn khớp bánh răng giá rrò của môdun m được tiêu chuẩn hoá, tra
bảng ta chọn : m
2
= 2 [mm]
Khi đó số răng của các bánh răng sẽ là :
Z
1
=
)1(
2
22

Ta tính lại khoảng cách trục :
a
w2
= 0,5 . m
2
( Z
1
+ Z
2
) = 185 [mm]
Thông số của bộ truyền cặp cấp chậm ( cặp bánh răng thẳng ) :
Thông số Kí hiêïu Công thức tính
Khoảng cách trục chia a a = 0,5m( Z
1
+ Z
2
) = 185 [mm]
Khoảng cách trục a
w
a
w
= a = 185 [mm]
Đường kính chia d d
1
= mZ
1
= 74 [mm]
d
2
= mZ

d
a1
= d
1
+ 2( 1 + x
1
- ∆y )m = 78 [mm]
d
a2
= d
2
+ 2( 1 + x
1
- ∆y )m = 300
[mm]
Đường kính đáy răng d
f
d
f1
= d
1
- (2,5 - 2x
1
)m = 69 [mm]
d
f2
= d
2
- (2,5 - 2x
2

α
tw
= arccos(acosα
t
/ a
w
) = α = 20
0
Tổng hệ số dòch chỉnh
( ăn khớp ngoài )
x
t
x
t
= 0
Hiệu hệ số dòch chỉnh
( ăn khớp trong )
x
h
x
h
= 0
20
Thiết Kế Môn Học trang

Hệ số trùng khớp ngang
ε
α
ε
α

:Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu của các cặp bánh răng ăn khớp,tra
bảng ta có: Z
M
= 274
-Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
twb
αβ
2sin/cos2
Với :β
b
:góc nghiêng của răng trên trụ cơ sở
tgβ
b
= cosα
t
. tgβ

= 0
Suy ra : β
b
= 0
0

Vậy : Z
H

H
α
K
Hv
- K
H
β
= 1,11
- K
H
α
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng ăn
khớp,đôi với cặp bánh răng thẳng của cấp chậm thì K
H
α
= 1
- K
Hv
:Hệ so ákể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,trò số của
K
Hv
được xác đònh theo công thức :
K
Hv
= 1 +
αβ
ν
HH
wwH
KKT

- g
0
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 ,tra bảng
6.16 ta được : g
0
= 73
Thay vào ta được : : ν
H
= 0,004 . 73 . 1,472
4/185
= 2,923
Suy ra : K
Hv
= 1 +
1.11,1.9,138934.2
74.74.923,2
= 1,052
K
H
= 1,11 . 1 . 1,052 = 1,168
Vậy ta tính được : : σ
H
= 274 . 1,764 . 0,862
( )
2
74.4.74/5.168,1.9,138934.2
= 416,875 [MPa]
Ta có [σ
H
] = 491

- b
w
: chiều rộng vành răng , b
w
= 74 [mm]
- d
w1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động , d
w1
= 74 [mm]
- Y
ε
= 1 / ε
α

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, ε
α
: hệ số trùng khớp ngang,
ε
α
= 1,772
22
Thiết Kế Môn Học trang

Suy ra : Y
ε
= 1 / 1,772 = 0,564
- Y
β
= 1 - β / 140 :Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.Răng thẳng có β = 0

K
F
= K
F
β
K
F
α
K
Fv
Với :
- K
F
β
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng khi tính sức bền uốn tra
bảng ta có : K
F
β
= 1,23
- K
F
α
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn,đối với cặp bánh răng thẳng thì : K
F
α
= 1
- K
Fv
:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

= 73
- v = 1,472 [m/s]
Suy ra : ν
F
= 8,04
Thay lên ta có : K
Fv
= 1 +
1.23,1.9,138934.2
74.74.04,8
= 1,13
23
Thiết Kế Môn Học trang

Vậy : K
F
= 1,23 . 1 . 1.13 = 1.38
Thay lại trên ta được : σ
F1
= 2.138934,9 . 1,38 . 0,564 . 1 . 3,77 / ( 74 . 74 . 2 )
= 74,45 [MPa]
Áp dụng công thức :
σ
F2
= σ
F1
. Y
F2
/ Y
F1

K

≤

[σ
H
]
max
σ
Hmax
= 416,875
9,1
= 574,622 [MPa]
[σ
H
]
max
= 1540 [MPa]
Thỏa mãn điều kiện : σ
Hmax
≤

[σ
H
]
max
- Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tónh mặt lượn chân răng,
ứng suất uốn cực đại

σ

= 71 .1,9 = 134,9 [MPa]
Với cặp bánh răng cấp chậm có : [σ
F
]
max
= 440 [MPa] thì điều kiện bền uốn khi
quá tải được thỏa mãn.
B.Thiết Kế Cấp Nhanh Của HGT
Cấp nhanh của HGT là cặp bánh răng tru răng nghiêng
Do đây là HGT đồng trục nên cấp nhanh có : a
w1
= a
w2
= 185 [mm]
và có U
1
= U
2
= 4
1. Chọn vật liệu
- Do HGT là đồng trục nên ta chọn vật liệu cấp nhanh như của cấp chậm , vật
liệu là thép 40X được tôi cải thiện
2.Đònh ứng suất cho phép,ứng suất quá tải cho phép
a.Đònh ứng suất cho phép
Vật liệu hai cấp là như nhau,theo tính toán ở trên ta có:
[σ
H1
] = 518,2 [MPa]
[σ
H2