Đồ án thiết kế chi tiết máy CHỌN ĐỘNG cơ và PHÂN PHỐI tỉ số TRUYỀN

Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU..................................................................................................................... 1
PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.......................................4
1. Tính tốn chọn động cơ..............................................................................................4
2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ dẫn động......................................................................5
3. Bảng đặc tính.............................................................................................................5
PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.............................................................................7
1. Chọn loại đai.............................................................................................................7
2. Xác định các thơng số bộ truyền...............................................................................7
3. Tính toán lực tác dụng................................................................................................8
PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC CÔN TRỤ....................................10
1. Bộ truyền cấp nhanh – bánh răng côn răng thẳng.....................................................10
2. Bộ truyền cấp chậm – bánh răng trụ răng thẳng.......................................................20
PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.............................................................................30
1. Tính tốn lực tác dụng..............................................................................................30
2. Tính tốn sơ bộ trục.................................................................................................30
3. Thiết kế trục.............................................................................................................31
4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục......................................................37
5. Tính chọn then cho các trục và kiểm nghiệm then...................................................38
6. Kiểm nghiệm trục.....................................................................................................39
PHẦN 5 : THIẾT KẾ KHỚP NỐI TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN..........................................42
1. Khớp nối trục...........................................................................................................42
2. Chọn ổ lăn................................................................................................................43
PHẦN 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP...........................................................................................50
1. Thiết kế vỏ hộp và chọn bulông...............................................................................50
2. Các chi tiết phụ khác................................................................................................55
3. Các đặc tính kỹ thuật chủ yếu của hộp giảm tốc.......................................................55

4. Bôi trơn hộp giảm tốc...............................................................................................56
PHẦN 7: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP.........................................................................57
1. Chọn kiểu lắp ghép...................................................................................................57
2. Dung sai và lắp ghép mối ghép then.........................................................................57
SVTH: Trần Thanh Tùng

-1-


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

Các kiểu lắp ghép trong bộ truyền..................................................................................57
TÀI LIỆU THAM KHẢO..................................................................................................59

SVTH: Trần Thanh Tùng

-2-


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí.
Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy,
việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong cơng
cuộc hiện đại hố đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các

hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó
đóng một vai trị quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống
truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận khơng thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm
tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ lý thuyết,
Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật, Vẽ cơ khí...; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc
thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà cơng việc thiết kế
giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong
q trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hồn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là
điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy, các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ
em rất nhiều trong q trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức cịn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều khơng thể tránh khỏi, em rất
mong nhận được ý kiến từ thầy và các bạn.

Sinh viên thực hiện

Trần Thanh Tùng

SVTH: Trần Thanh Tùng

-3-


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Sơ đồ nguyên lí Hệ dẫn động băng tải và Sơ đồ gia tải.

Cơng suất
trục cơng
tác (kW)
13
1.

Số vịng quay
trục công tác
(vg/ph)
9

Số năm
làm việc
5 năm

Động cơ điện không đồng bộ 3 pha.
2. Bộ truyền bánh đai thang.
3. Hộp giảm tốc 2 cấp côn-trụ.
4. Khớp nối trục đàn hồi.
5. Băng tải.
1. Tính tốn chọn động cơ.
1.1.

Các thơng số tính tốn.

+ Hệ thống truyền động băng tải làm việc với các thông số sau:
+ Công suất trục công tác: 13 (kW)
+ Số vịng quay trục cơng tác: 9 (vg/ph)

+ Thời gian phục vụ: L = 5 (năm)
+ Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ ( 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm
việc 8 giờ )
+ Chế độ tải:
1.2.

T1  T ;

T2  0,8T

;

t1  0, 7tck

;

t2  0,3tck

Xác định công suất cần thiết của động cơ.

Công suất cần thiết của động cơ điện được tính theo công thức sau:
Trong trường hợp này tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có:
theo cơng thức sau:
Hiệu suất truyền động  :

  ol4 �k �brn �brt �d

Pct 

Pt



Pt  Ptd và Ptd được tính

(1)

Trong đó:
SVTH: Trần Thanh Tùng

-4-


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

 -

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

hiệu suất của toàn bộ hệ thống truyền động.

ol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn ( 4 cặp ):

ol =0,99

k -

 k = 0,99

hiệu suất khớp nối trục:

brt - hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ răng thẳng :

brt = 0,98

brn -

hiệu suất 1 cặp bánh răng nón răng thẳng :

brn = 0,97

d -

hiệu suất bộ truyền đai thang:

 d = 0,96

Thay số vào (1) ta được:

 = 0,9954 . 0,99 . 0,98 . 0,97 . 0,96 = 0,88
Công suất cần thiết của động cơ điện:
1.3.

Pct 

Pt
 = (kW)

Chọn động cơ.

Dựa vào bảng P1.3/ trang 237- sách “ Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1”

của “Trịnh Chất – Lê Văn Uyển”, ta có thơng số ; v/ph phù hợp với động cơ
4A160S4Y3, có các số liệu kĩ thuật như sau:
Kiểu động cơ

Công suất (kW)

Số vòng quay
(v/ph)

4A160S4Y3

15

1460

0,88

%

Tmax
Tdn

TK
Tdn

89

2,2

1,4

2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ dẫn động.
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động băng tải:
Ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng cơn trụ:
Tra bảng 3.21 trang 45 (TK1), với ta tìm được
Suy ra: Tỉ số tuyền cặp bánh răng trụ:
Tỉ số tuyền của bộ truyền động đai:
3. Bảng đặc tính.
3.1.

Tính tốn công suất trên các trục.

Công suất động cơ:
Công suất trên trục 1:
Công suất trên trục 2:
SVTH: Trần Thanh Tùng

-5-


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

Công suất trên trục 3:
Công suất trên trục làm việc :
3.2.

Tính tốn số vịng quay trên các trục.

Số vịng quay của động cơ:
Số vòng quay trục 1:
Số vòng quay trục 2:
Số vịng quay trục 3:
Số vịng quay trục làm việc:
3.3.

Tính toán moment xoắn trên các trục.

Moment xoắn của động cơ:
Moment xoắn của trục 1:
Moment xoắn của trục 2:
Moment xoắn của trục 3:
Moment xoắn trục làm việc:
3.4.

Bảng đặc tính.
Trục

Thơng số
Cơng suất P (kW)
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n (v/ph)

Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục công tác

15

14,25

13,68

13,27

13

13,51
3,75
1460
108,06
28,81

3,2

1
9,003

9,003

Moment xoắn T (N.mm)

SVTH: Trần Thanh Tùng

-6-


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Số liệu đầu vào :
-

Tỷ số truyền: Ud = 13,51
Công suất : Pđc = 15 kW
Số vòng quay: ndc=1460 v/ph

1. Chọn loại đai.
Dựa vào hình 4.1 và bảng 4.13 ( TK1- trang 59) ta chọn loại đai Ƃ có các thơng số sau:
y0 = 4 ; A =138 (mm2) ; dmin =140÷280 (mm) ;
2. Xác định các thông số bộ truyền.
2.1. Xác định đường kính bánh đai.
Ta có: d1 = 1,2 . dmin = 1,2 . 140 = 168 (mm).
Theo tiêu chuẩn chọn d1 = 180 (mm).

Chọn tỷ số trơn trượt = 0,01.
= 580 (mm) .
Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 560 (mm).
Tỷ số truyền thực tế:

=

Sai lệch so với tỷ số truyền ban đầu: 1,6 % < 4%.
2.2. Xác định khoảng cách trục.
Chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo d2 và tỷ số truyền u như sau:
Với u = 3,19 ta chọn a = d2 = 560 (mm).
-

Xác định l theo a sơ bộ:
Theo tiêu chuẩn chọn:

l = 2240 (mm) = 2,24 (m).

Tính lại khoảng cách trục a:
k  k 2  8 � 2
4
a=

SVTH: Trần Thanh Tùng

với:

-7-


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

(mm).



Kiểm nghiệm điều kiện:
2.(d1 + d2 )≥ a ≥ 0,55 . ( d1 + d2 )
1480 ≥ a ≥ 407 .
2.3.

 Thõa mãn điều kiện.
Xác định góc ơm đai.

2.4.

Tính số dây đai.

Số đai z được xác định theo công thức :
Trong đó:
P1 – cơng suất trên trục bánh đanh chủ động (kW);
[P0] - công suất cho phép (kW), đối với đai thang thường, theo bảng 4.19,
chọn [P0] = 4,61 kW;
Kđ – hệ số tải trọng động (bảng 4.7), Kđ = 1,25;
Cα – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 (bảng 4.15); Cα = 0,89
C1 - hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai ( bảng 4.16; C1 = 1,0
Cu - hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ( bảng 4.17); Cu =1,14
Cz - hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây
đai ( bảng 4.18); Cz = 1
=>
Chọn Z = 2 ( đai).
Chiều rộng bánh đai được tính theo cơng thức:
B = (z-1).t + 2e = (2-1). 19 + 2.12,5 = 44
Đường kính ngồi của bánh đai:

da= d+2h0 = 180 +2.4,2 = 188,4 mm.

mm.

3 Tính tốn lực tác dụng.
Xác định lực căng ban đầu:

Lực căng trên 1 đai dược xác định theo công thức sau:
Trong đó:
P1 – cơng suất trên trục bánh đai chủ động (kW);
v – vận tốc vòng (m/s);
– lực căng do lực li tâm sinh ra, do đai không tự điều chỉnh nên tính theo
cơng thức :
Trong đó: qm – khối lượng 1 mét chiều dài đai (bảng 4.22), qm = 0,178
SVTH: Trần Thanh Tùng

-8-


Đồ án thiết kế Chi tiết máy



GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

333,26 (N)

Lực vịng có ích:
Ft =1000. Pdc /v = 547,4 (N).
 Lực vòng trên mỗi đai: Ft / 2 = 273,6

(N)

Lực tác dụng lên trục:

Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
 max   1   v   u   0  0,5 t   v   u 

F0 Ft qm �v 2 2 y0



�E
A 2A
A
d1

Với : y0 = 4 ; d1 = 180 ( mm ) ; qm = 0,178 ( kg) ;

SVTH: Trần Thanh Tùng

-9-


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC CÔN TRỤ
Thông số kỹ thuật

-

Công suất bộ truyền:

-

Tỉ số truyền hộp giảm tốc:
o Tỉ số truyền cặp bánh răng côn răng thẳng:
o Tỉ số truyền cặp bánh răng trụ răng thẳng:

-

Số vòng quay và moment xoắn trên các trục:
o Trục 1:
o Trục 2:
o Trục 3:

-

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ ( 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm
việc 8 giờ, thời gian phục vụ trong 5 năm).

-

Đây là bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín, bơi trơn ngâm dầu) nên ta tính theo độ
bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm theo độ bền
uốn.

1. Bộ truyền cấp nhanh – bánh răng côn răng thẳng.
1.1.

Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép C45 tôi cải thiện. Các thông số độ bền của
hai bánh răng được chọn như bảng sau:

 b (MPa)

Bánh răng

Độ rắn (HB)

Bánh nhỏ (1)

250

850

580

Bánh lớn (2)

230

750

450

1.2.

Giới hạn bền

Giới hạn chảy

 ch (MPa)

Tỉ số truyền
Tỉ số truyền cấp nhanh:

1.3.

Xác định ứng suất cho phép.

1.3.1. Ứng suất cho phép tiếp xúc.
Ta có thể tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức sau:
K
  H    0 H lim HL
sH
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở:

SVTH: Trần Thanh Tùng

- 10 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

Hệ số tuổi thọ

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

K HL được tính theo cơng thức sau:

K HL  mH

N HO
N HE

Trong đó:
N HE - là số chu kỳ làm việc tương đương;

N HO - là số chu kỳ làm việc cơ sở;
mH - là bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6;
Số chu kỳ làm việc tương đương được tính theo cơng thức sau:

N HE

3
3
n �
�Ti �
�Ti � ti �
�
 60c �� �niti  60cLh n��
� �
Tmax �
Tmax ��ti �
i 1 �
i 1 �
�

�
�
n

Suy ra:

2,4
Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính như sau: N HO  30 HB

Suy ra:

chu kỳ
chu kỳ

Hệ số an tồn:

(bảng 6.2 (TK1))

Vì nên ta lấy để tính toán
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

Vì đây là bộ truyền bánh răng cơn - răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là
giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị của

  H 1  và   H 2  . Tức là

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Suy ra:

.

  H  max  2,8 ch

  H 1  max  2,8 �580  1624MPa
  H 2  max  2,8 �450  1260 MPa

SVTH: Trần Thanh Tùng

- 11 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

Ta có thể tính ứng suất uốn cho phép sơ bộ của bánh răng theo công thức sau:
K
  F    0 F lim FL
sF
Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kỳ cơ sở

Hệ số tuổi thọ

N FO được chọn như sau:

K FL được xác định theo cơng thức:

K FL  mF

N FO

N FE

Trong đó:

mH - là chỉ số mũ, có giá trị bằng 6 (vì HB < 350)
6
Số chu kỳ cơ sở: N FO  4 �10 chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương tính theo cơng thức sau:

Suy ra:

Vì

N FE  N FO nên ta có: K FL1  K FL 2  1. Hệ số an tồn có giá trị: (bảng 6.2)

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ cho từng bánh răng như sau:

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

  F  max  0,8 ch
Suy ra:

  F 1  max  0,8 �580  464MPa
  F 2  max  0,8 �450  360MPa

1.4.

Tính tốn bộ truyền bánh răng cơn răng thẳng.

1.4.1. Xác định chiều dài cơn ngồi theo công thức.
SVTH: Trần Thanh Tùng

- 12 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

Re  KR u2  1 3

T1K H 

 1  Kbe  Kbeu   H 

2

Trong đó:
- : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng.
- : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng bánh răng côn (theo bảng 6.21)
- : hệ số chiều rộng vành răng:
Theo bảng 6.21, chỉ có

mới có giá trị

Do đó ta tính được:
Thử lại :

chọn

-: moment xoắn trên bánh răng chủ động:Nmm
- - ứng suất tiếp xúc cho phép:
Vậy ta có kết quả:

1.4.2.
Xác định các thông số ăn khớp.
a. Số răng bánh nhỏ.

Theo bảng 6.22 ta chọn được: . Với HB ≤ 350 ta có
nên ta chọn răng.
b. Đường kính trung bình và mơ đun trung bình.
c. Xác định mơ đun.
Với bánh răng cơn răng thẳng mơ đun vịng ngồi được xác định theo công thức:

Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn do đó:

d.

Xác định số răng bánh lớn.
nên ta chọn răng.

SVTH: Trần Thanh Tùng

- 13 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

Tỉ số truyền thực tế là:

Sai số:
e.

Tính góc cơn chia.

f.

Chiều dài cơn ngồi thực.

1.4.3.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng phải thỏa mãn điều kiện:

 H  Z M Z H Z

2T1K H u 2  1
�  H 
0,85bd m2 1u

Trong đó:

Z M - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta tìm
được .

Z H = 1,76 - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (bảng 6.12).

Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng:

Ở đây

  - hệ số trùng khớp ngang, tính theo cơng thức sau:

K H - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H  K H  K H K Hv
K

Với H  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
( đã tra theo bảng 6.21 ở phần trên)

K H - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp, với bánh răng côn răng thẳng

K H  1

K Hv - là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo cơng thức:

SVTH: Trần Thanh Tùng

- 14 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

K Hv  1 

vH bd m1
2T1K H  K H

Trong đó:

d m1 - đường kính trung bình bánh răng nhỏ: 77,4 mm
v - vận tốc vịng, tính theo cơng thức:
m/s
Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 7.
Theo bảng 6.15 chọn .
Theo bảng 6.16 chọn g0 = 47 (với m = 3).
T1=149245,57 Nmm – moment xoắn trên trục bánh răng chủ động.

b - chiều rộng vành răng ăn khớp: mm.
Suy ra:

Do đó:

K H  K H  K H  K Hv

= 1,23 . 1 . 1,165 =1,43

  H  - ứng suất tiếp xúc cho phép,
Như vậy ta tính được ứng suất tiếp xúc:

Vậy điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc được thỏa mãn.

1.4.4.

Kiểm tra răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một
giá trị cho phép.

 F1 
F2 
SVTH: Trần Thanh Tùng

2T1K FY Y YF 1
0,85bmnm d m1

�  F 1 

 F 1YF 2
�  F 2 
YF 1
- 15 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

Trong đó:
T1=149245,57 Nmm – moment xoắn trên trục bánh răng chủ động.

mnm

- mơ đun pháp trung bình, với bánh răng côn răng thẳng:

b - chiều rộng vành răng, b=47,8 mm

d m1 - đường kính trung bình bánh răng nhỏ,

Y  1

 no
Y  1 
140 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng    0  nên

YF 1 , YF 2 - hệ số dạng răng. Theo bảng 6.18 ta có:
Y 

1
  - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với

  - hệ số trùng khớp ngang,

ta có:

   1,74 � Y 

1
1

 0,574
  1,74

K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F  K F  K F K Fv
Với:

KF

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng
6.21 chọn

K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng

K Fv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo cơng
thức sau:

K Fv  1 

vF bd m1
2T1K F  K F

,

Với :

SVTH: Trần Thanh Tùng

- 16 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

vF   F g 0 v

d m1  u  1
u

 F -hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, chọn (bảng 6.15)
g 0 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 với cấp
chính xác 8, nên chọn

g 0 =47

v - vận tốc vòng: v = 5,89 m/s
d m1 - đường kính trung bình bánh răng nhỏ,
b - chiều rộng vành răng, b = 47,8 mm
T1=149245,57 Nmm – moment xoắn trên trục bánh răng chủ động
Suy ra:

K Fv  1 
Vậy ta có:
Thay số vào ta tính được:

vF bd m1
2T1K F  K F

K F  K F  K F K Fv

=1,47. 1. 1,37 = 2,01

Với các giá trị trên ta có thể tính được:

Như vậy:

Vậy điều kiện bền mỏi uốn được thỏa mãn.
1.4.5.

Kiểm tra răng về quá tải.
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy, ...) với hệ số
quá tải Kqt=Tmax / T, trong đó T là momen xoắn danh nghĩa, Tmax là momen xoắn quá tải.
Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất
uốn cực đại.
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không
được vượt quá một giá trị cho phép:
Trong đó:
= 466,46 MPa
(hệ số của động cơ 4A132S4Y3)

SVTH: Trần Thanh Tùng

- 17 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

 Giá trị lớn nhất có thể của Kqt = 2

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất
uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

Trong đó:

= 139,4 Mpa ;

= 132,06 MPa

(hệ số của động cơ 4A132S4Y3)
 Giá trị lớn nhất có thể của Kqt = 2
=>
1.5. Các thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng cơn – răng thẳng.
1.5.1. Tính tốn các thơng số.
-

Chiều dài cơn ngồi:
;
Mơ đun vịng ngồi:
;
Chiều rộng vành răng:
b;
Tỉ số truyền:
;
Góc nghiêng răng:
Số răng của bánh răng:
;
Hệ số dịch chỉnh:
;
Đường kính vịng chia ngồi:
;
;
Góc cơn chia:
Chiều cao răng ngồi:
Với :

-

Đường kính trung bình:
= 77,4 mm;

-

Chiều cao đầu răng ngoài:
Với:


-

Chiều cao chân răng ngoài:
;
;

SVTH: Trần Thanh Tùng

- 18 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

-

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

Đường kính răng ngồi:

;
;
1.5.2. Bảng thơng số.
Thơng số
Chiều dài cơn ngồi:
Mơ đun vịng ngồi:
Chiều rộng vành răng:
Tỉ số truyền:
Góc nghiêng răng:
Số răng của bánh răng:
Hệ số dịch chỉnh:
Đường kính vịng chia ngồi:
Góc cơn chia:
Chiều cao răng ngồi:
Đường kính trung bình:
Chiều cao đầu răng ngồi:
Chiều cao chân răng ngồi:
Đường kính răng ngồi:

Tính tốn
;
;
b;
;
;
;
;;
= 77,4 mm;
;;
;;

2. Bộ truyền cấp chậm – bánh răng trụ răng thẳng.
2.1.

Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép C45 tôi cải thiện. Các thông số độ bền của
hai bánh răng được chọn như bảng sau:

 b (MPa)

Bánh răng

Độ rắn (HB)

Giới hạn bền

Bánh nhỏ (3)

230

750

450

Bánh lớn (4)

210

750

450

2.2.

Giới hạn chảy

 ch (MPa)

Thông số ban đầu.
- Tỉ số truyền cấp nhanh:
- Momen xoắn: T2 = 537447,58 N.mm
- Số vòng quay: n2=121,63 v/ph

2.3.

Xác định ứng suất cho phép.
2.3.1. Ứng suất cho phép tiếp xúc.

SVTH: Trần Thanh Tùng

- 19 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

Ta có thể tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức sau:
K

  H    0 H lim HL
sH
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở:

Hệ số tuổi thọ

K HL được tính theo cơng thức sau:

K HL  mH

N HO
N HE

Trong đó:
N HE

- là số chu kỳ làm việc tương đương;

N HO - là số chu kỳ làm việc cơ sở;
mH - là bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6;
Số chu kỳ làm việc tương đương được tính theo cơng thức sau:

N HE

3
3
n �
�Ti �
�Ti � ti �
�

 60c �� �ni ti  60cLh n��
� �
T
T
t
i 1 �max �
i 1 �
�max ��i �
�
�
n

Suy ra:

2,4
Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính như sau: N HO  30 HB

Suy ra:

chu kỳ
chu kỳ

Hệ số an tồn:

(bảng 6.2 (TK1))

Vì nên ta lấy để tính tốn
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

Vì đây là bộ truyền bánh răng trụ - răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là

giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị của và . Tức là .
SVTH: Trần Thanh Tùng

- 20 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

  H  max  2,8 ch

Suy ra:
Ta có thể tính ứng suất uốn cho phép sơ bộ của bánh răng theo công thức sau:
K
  F    0 F lim FL
sF
Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kỳ cơ sở

Hệ số tuổi thọ

N FO được chọn như sau:

K FL được xác định theo công thức:

K FL  mF

N FO

N FE

Trong đó:

mH - là chỉ số mũ, có giá trị bằng 6 (vì HB < 350)
6
Số chu kỳ cơ sở: N FO  4 �10 chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương tính theo cơng thức sau:

Suy ra:

Vì

N FE  N FO nên ta có: . Hệ số an tồn có giá trị: (bảng 6.2).

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ cho từng bánh răng như sau:

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

  F  max  0,8 ch

Suy ra:
2.4.

Tính tốn bộ truyền răng trụ răng thẳng.
2.4.1
Xác định khoảng cách trục.

Khoảng cách trục được xác định sơ bộ theo công thức sau:

SVTH: Trần Thanh Tùng

- 21 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

aw �K a  u2  1

3

T2 K H 

 ba   H  u2
2

Trong đó:
-

Ka - là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5 ta

-

có: K a  49,5MPa
Nmm – moment xoắn trên trục bánh răng chủ động;
1/3

-

  H  - ứng suất tiếp xúc cho phép:   H  = 445,5

- là tỉ số truyền cặp bánh răng trụ nghiêng;

 ba - hệ số chiều rộng vành răng, tra theo bảng 6.6 chọn  ba  0,3
Từ đó ta tính được hệ số

-

MPa ;

KH

 bd theo công thức sau:

- hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng, tra theo bảng 6.7 (sơ đồ 5) ta có:

KH

= 1,03;

Ta có kết quả:

Lấy
2.4.2. Xác định các thơng số ăn khớp.
a.

Mơ đun pháp.
Ta có: ).
Hai cấp hộp giảm tốc nên chọn cùng modun để đảm bảo tính thống nhất trong chế
tạo
Theo tiêu chuẩn chọn: m  3mm

b.

Số răng các bánh răng.
Khi tính tốn bánh răng trụ răng thẳng ta có:
Số răng bánh chủ động tính như sau:

Số răng bánh lớn:
SVTH: Trần Thanh Tùng

- 22 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

Tỉ số truyền thực tế:

Sai số tỉ số truyền:
c. Khoảng cách trục thực tế.
Do khoảng cách trục thực tế và khoảng cách trục tiêu chuẩn giống nhau nên
không cần dịch chỉnh.
d. Chiều rộng bánh răng.

bw= Kba . aw =0,3 . 296 = 88,8 (mm).

Chọn bw = 90 mm.

e. Đường kính vòng lăn.
dw3= m . z3 = 3. 47 = 141 (mm).
dw4 = m . z4 =3 . 150 = 450 (mm).
2.5. Kiểm nghiệm răng.
2.5.1.
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng phải thỏa mãn điều kiện:

Trong đó:

Z M - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta tìm
được .

Z H - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (bảng 6.12).
Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng:

Ở đây

  - hệ số trùng khớp ngang, tính theo cơng thức sau:

K H - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H  K H  K H K Hv

SVTH: Trần Thanh Tùng

- 23 -

Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

K

Với H  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
( bảng 6.7, ứng với sơ đồ 5)

K H - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp, với bánh răng côn răng thẳng

K H  1

K Hv - là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo cơng thức:
Trong đó:

- đường kính trung bình bánh răng nhỏ:

mm

v - vận tốc vịng bánh nhỏ, tính theo cơng thức:
m/s
Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9.
Theo bảng 6.15 chọn .
Theo bảng 6.16 chọn g0 = 73 (với m = 3).
T2=537447,58 Nmm – moment xoắn trên trục bánh răng chủ động.
Suy ra:

Do đó:

K H  K H  K H K Hv

= 1,03 . 1 . 1,04 =1,07

  H  - ứng suất tiếp xúc cho phép,
Như vậy ta tính được ứng suất tiếp xúc:

Vậy điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc được thỏa mãn.

2.5.2. Kiểm tra răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một
giá trị cho phép.
SVTH: Trần Thanh Tùng

- 24 -


Đồ án thiết kế Chi tiết máy

GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang

Trong đó:
T2 = 537447,58 Nmm – moment xoắn trên trục bánh răng chủ động;
m- mô đun, với bánh răng trụ răng thẳng: ;

b w - chiều rộng vành răng, mm ;
- đường kính trung bình bánh răng nhỏ, ;

Y  1 

Y  1

 no
140 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng    0  nên

- hệ số dạng răng. Theo bảng 6.18 ta có:
Y 

1
  - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với

  - hệ số trùng khớp ngang,

ta có:

K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F  K F  K F K Fv
Với:

KF

- hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn, theo bảng 6.7 chọn

K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn, theo bảng 6.14 chọn

K Fv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn,
tính theo cơng thức sau:

Với :

 F -hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, chọn (bảng 6.15)
g 0 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 với cấp
chính xác 9 , nên chọn
SVTH: Trần Thanh Tùng

g 0 = 73
- 25 -