TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
MỤC LỤC
Bản thuyêt minh đồ án gồm những phần chính sau:
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng:
1.Bánh răng trụ thẳng
2.Bánh răng trụ răng nghiêng.
Phần III: Tính toán thiết kế chọn ổ.
Phần IV: Tính toán thiết kế trục.
Phần V: Tính toán thiết kế HGT và các tiết máy khác.
Phần VI: Thiết kế hệ thống bôi trơn.
Phần VII: Dung sai và lắp ghép.
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
NHẬN XÉT
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………

lv
đc
η
≥
Trong đó:
- P
đc
: Công suất động cơ.
- P
lv
: Công suất làm việc.
-
η
: Hiệu suất hệ thống.
• Điều kiện về mômen.

qt
TT ≥
max

Khi động cơ quá tải thì nhiệt phát ra vẫn không quá nhiệt độ cho phép để
đảm bảo động cơ vẫn làm việc ổ định
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Kích thước nhỏ gọn và giá thành rẻ.
2. Công suất cần thiết:
- Gọi P
t

= 2,47(Kw)
P
2
= 0,5.P
1
= 2,47.0,5 =1,24 (Kw)
+ Do tải trọng thay đổi nên ta chọn công suất của động cơ theo công suất tương
đương.
P
lv
= P
t

đ
+ Công suất tương đương: ADCT 2.13 (trang 20)
P
t

đ
=[ (P
1
2
.t
1
+P
2
2
.t
2
)/(t

2
br
.η
4
ol
Tra bảng (2.3)-[I]-T1 bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và các loại ổ.
Ta chọn được kết quả sau:
- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng :
br
η
= 0,98
- Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn :
ol
η
= 0,995
(vì ổ lăn được che kín)
- Hiệu suất của khớp nối :
kn
η
= 1

94,0995,0.98,0.1
422
==→
η

( )
KWP
ct
07.2

lv
=
( )
phv
D
V
/2,55
450.14,3
3,1.1000.60
.
.1000.60
==
π
4.Chọn tỷ số truyền và số vòng quay sơ bộ của động cơ.
+) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n
db
= 1500 (v/ph) như vậy tỉ số truyền
sơ bộ của hệ thống:
u
sb

2,27
2,55
1500
===
lv
db
n
n
Vậy số vong quay sơ bộ là 1500 (v/ph).

C
ô
n
g
s
u
ấ
V
ò
n
g

q
u
η
C
dn
K
I
I
dn
K
T
T
K
h
ố
i
l
ư

)
K
1
1
2
M
43
,
01
4
4
5

805

24
1

6. Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải cho động cơ
+ Ta có:
2=

dc
dm
T
= 1,5.19,8= 29,7 (N.m)
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
T
max
= 2,2.

dc
dm
T

= 2,2.19,8 = 39,6 (N.m)
T
min
= 0,5.

dc
dm
T

= 0,5.19,8 = 9,9 (N.m)
T
cp
= 0,81.T
max

32,08 (N.m) > T
maxqt =
25,31 (N.m)
- T
mm
= 29,7 (N.m) > T
cản
= 16,87(N.m)
⇒
Động cơ được chọn thoả mãn yêu cầu.
B. Phân phối tỷ số truyền
1.1 Xác định tỉ số truyền thự tế của hệ dẫn động:

lv
đc
ht
n
n
u
=
Trong đó:
đc
n
: Số vòng quay của động cơ,
đc
n
=1445 (v/p)
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

⇒
u
ht
= u
h
Mặt khác: u
1
= u
2
=
Trong đó: u
1
, u
2
lần lượt là tỷ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm.
2.1 Tính các thông số (công suất, mômen, số vòng quay) trên các trục.
2.1.1 Tính công suất của trục Ι , ΙΙ , ΙΙΙ :
Ta c ó: P
lv
= 2,47(K W)
CT trang 49-[5] TL1
+ Trục III:
48,2
995,0.1
47,2
.
0
===
ηη
knl

II
I
P
p
ηη
)(KW
+ Trục động cơ :

56,2
995,0.1
55,2
.
===
olkn
I
P
ηη
)(KW
2.1.2 Tính số vòng quay trên các trục Ι , ΙΙ , ΙΙΙ .
+Trục I : n
I
= n
dc
= 1445 (v/ph)
+Trục II:
283
1,5
1445
1
===

+Trục I:
16853
1445
55,2.10.55,9.10.55,9
66
===
I
I
I
n
P
T
(N.mm)
+Trục II:
85714
283
54,2.10.55,9.10.55,9
66
===
II
II
II
n
P
T
(N.mm)
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ

`
Trục
Thông số
Động cơ

I

II

III
công tác
Công suất P,
(KW) 3 2,55 2,54 2,48 2,47
Tỷ số truyền u

1 5,1 5,1

1
Số vòng quay n,
(v/ph) 1445 1445 283 55.2 55.2
Mômenxoắn,
(Nmm) 19828 16853 85714 429058 427327
PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I. Tính chọn chung vật liệu cho hai cấp.
1. Chọn vật liệu:
Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc
là: Chọn vật liệu cho răng không bị gãy do quá tải đột ngột dưới tác dụng của tải
trọng va đạp,răng không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đổi gây ra. Dựa
vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền ta thấy rằng bộ truyền
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn

=200
Giả thiết đường kính phôi (100….300mm)
+) Bánh răng lớn
-Thép 45X tôi cải thiện đạt tới độ rắn HB=(163…269)
-Giới hạn bền
( )
MPa
b
700
2
=
σ
-Giới hạn chảy
( )
MPa
ch
450
2
=
σ
-Chọn độ rắn bánh răng lớn: HB
2
=185
2.xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2[43] – TI ta có:
σ
0
H lim
=2HB +70 ; S
H

Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
( )
MPaHB
o
F
333185.8,18,1
22lim
===
σ
Theo công thức 6.1a - 6.2a [93] –TI ta có:

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép là:
[
H1
] = (
o
H lim1
/ S
H1
)Z
R1
.Z
v1
.K
xH1
.K
HL1

.K
HL2
[
F2
] = (
o
F lim2
/ S
F2
)Y
R2
.Y
S2
.K
xF2
.K
FC2
.K
FL2
Trong đó:
Z
R
: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Z
V
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
Y
R
:hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
K

[ ]
F
FLFC
o
F
F
H
HL
o
H
H
S
KK
S
K

.
lim
lim
σ
σ
σ
σ
=
=
Trong đó:
o
F
o
H limlim

FL
m
HE
HO
HL
N
N
K
N
N
K
=
=
m
H
; m
F
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Ta có độ rắn HB
≤
350
→
m
H
= m
F
= 6.
N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn

= 1445(v/ph)

n
2
: số vòng quay bánh răng trong một phút: n
2
= 283(v/ph)

Σ
t
:tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét.
Xét thời gian phục vụ là 11 năm:
Được xác định bởi công thức sau:
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương CT6.7[93]- TI :
N
HE1=
60.C
1
.n
1
.(1
3
.0.5t
1
+0,5
3
.0.5t
2
) =19,7.10
8

.0,5t
2
) =4,2.10
8

N
FE2=
60.C
2
.n
2
.(1
6
.0,5t
1
+0,5
6
.0,5t
2
) =3,8.10
8

Vì :
⇒
N
HE
>N
HO
; N
FE

FL
=1.
Thay các trị số của các đại lượng vừa tìm được vào ta được kết quả sau:
[ ]
( )
[ ]
( )
[ ]
( )
[ ]
( )
MPa
MPa
MPa
MPa
F
F
H
H
29,190
75,1
1.333
75,205
75,1
1.360
400
1,1
1.440
27,427
1,1

a
)
- Ứng suất uốn :
[ σ
F
]max =0,8 σ
ch
khi HB ≤ 350; CT 6.14 [96] - TI
[ σ
F1
]max =0,8.500 = 400 (MP
a
)
[ σ
F2
]max =0,8.450 = 360 (MP
a
)
Vậy ứng suất uốn và tiếp xúc khi quá tải:
[ σ
H
]
max
= 1260 (Mpa)
[ σ
F1
]max = 400 (MPa)
[ σ
F2
]max = 360 (MPa)

w1
= k
d
{T
2
K
Hβ
. (u ± 1)/[σ
H
]
2
uΨ
bd
}
1/3
6.15b [96]- TI
Trong đó:
K
*
a
,K
d
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Theo bảng
(6.5) trang 96 TKHDD:
với cặp bánh răng thẳng ; thép – thép
K
a
= 49,5 ;
T : mômen xoắn trên trục chủ động; Nmm;
[

ba
.(= 0.53.0,3.(5.1) = 0,65
Dựa vào ψ
bd
và độ cứng HB, tra bảng (6.7) [98] ta suy ra = 1,029
Thay các giá trị vào công thức trên ta có:
a
w
= 49,5(5,1 1). (mm)
chon a
w
=125mm
m = CT6.17[99] - TI
Theo bảng 6.8 [99] – TI ta chọn m = 2
Theo công thức 6.19 [99] – TI : Số răng bánh nhỏ
Chọn
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Số răng bánh lớn: CT 6.20 [99] – TI
Chọn
Tỉ số truyền thực:
b
w3
= Ψ
ba
.a
w
= 0,3.125 = 38 (mm)

w1)
]
1/2
< [
H
] CT6.33 [105] – TI
T
2
= 85714 N.mm
Z
M
:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp: tra bảng 6.5[96] – TI
được:
Z
M
= 274 ).
Z
H
:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: tra bảng 6.12 [106]- TI ta có:
Z
H
= 1,76
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
Z
ε
= CT6.36a [105] – TI
Hệ số trùng khớp dọc,tính theo công thức:


K
H
=K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
CT 6.39 [106] – TI
K
Hβ
= 1,029 :là hệ số kể đến sự phân bố không đều về tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
K
Hα
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp,trị số của K
Hα
; đối với bánh răng thẳng K
Hα
= 1
K
Hv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong cùng ăn khớp, trị số của K
Hv
+
Theo P 2.3 phụ lục [250] – TI ta có k
Hv
= 1,04
*) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

F1
= 2.T
2
. K
F
. Y
β
. Yε . Y
F1
/(b
w
. d
w1
.m) [σ
F1
]
σ
F2
= σ
F1
. Y
F2
/ Y
F1
Trong đó:
Yε = 1/ ε
α
= 0,585 hệ số kể đén sự trùng khớp của răng
Y
β

F
:Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
CT6.45 [109] - TI
Với
K
Fβ
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn; theo bảng 6.7 [109]-TI ta có K
Fβ
= 1,079
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
K
Fα
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng ăn khớp đồng
thời khi tính về uốn, với bánh răng thẳng

K
Fα
= 1

CT6.47 [109] - TI

g
0
=73 tra bảng 6.16 [107] - TI

δ
F
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp khi tính sức bền uốn. Tra bảng
(6.15) -T1 ta có δ
F
= 0.016
⇒
V
F
= 6,41
⇒
K
Fv
= 1,1
Thay số vào ta có: K
F
= 1,079.1,1.1 = 1,19
Thay các đại lượng trên vào ta được kết quả sau:
σ
F1
= 112,4 (MPa)
σ
F2
= 110(MPa)

σ
Hmax
= σ
H
. ≤ [σ
H
]
max
CT 6.48 [93] – TI
Hệ số quá tải K
qt
=1
σ
Hmax
= 349.(MPa) < [σ
H
]
max
= 1260 (MPa)
σ
Fmax1
= K
qt
.σ
F1
=112,4.1,5 = 168,6 (MPa) < [σ
F
]
max
= 400(MPa)

Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
F
t1
= 2T
1
/d
w1
F
t2
= 2T
2
/d
w2
F
a
= 0
F
r1
= F
t1
.tg F
r2
= F
t2
.tg
→
F

Đường kính cơ sở d
b
D
b3
=40 mm
D
b4
=200 mm
Góc nghiêng

Góc profil gốc

Góc ăn khớp

Góc profil răng

Hệ số dịch chỉnh x 0
Bề rộng bánh răng

Hệ số trùng khớp ngang

Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Tỷ số truyền

III. Xác định các thông số kích thước cơ bản của bộ truyền bánh răng nghiêng:
3 Xác định các thông số cơ bản
3.1-Khoảng cách trục & thông số ăn khớp

=Z
1
+Z
2
) => β=7,25.Lay β=10
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : d
w1
=2.a
w2
/(u
1
+1) = 40 (mm)
 d
w2
= u
1
.d
w1
= 5,1.40= 208 (mm)
=> không cần dịch chỉnh
Chiều rộng bánh răng : mm
*Vận tốc vòng: CT 6.40 [106] – TI
(m/s) 4 (m/s)
Giảng viên hướng dẫn :Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Quang Chức
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Theo bảng 6.13 [106] – TI; Ta chọn cấp chính xác 9
3.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6.33[105] – TI, ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền đ

Với bánh răng không dịch chỉnh:
α
tw
= α
t
= arctg(tgα/cos).
α
tw
=
– góc profin răng, theo TCVN1065-71:
tg β
b
= 0,293 β
b
=16,4
0
Vậy thay ta được: Z
H
= 1,70
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
Hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức:ε
β
= b
w1
.sinβ/(mπ) CT 6.37[105] – TI