đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí đề tài thiết kế hộp giảm tốc hai cấp

LỜI NĨI ĐẦU

Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung khơng thể thiếu
trong nhiều chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức
cơ sở cho sinh viên về kết cấu máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học
giúp cho sinh viên có thể hệ thống hố lại các kiến thức của các môn học như:
Chi Tiết Máy, Sức Bền Vật Liệu, Dung Sai, Vẽ Kỹ Thuật …
Đồng thời giúp cho sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và
làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số
truyền khơng đổi và được dùng để giảm vận tốc, tăng mômen xoắn. Với chức
năng thế nên ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các ngành
cơ khí, luyện kim, hố chất, trong cơng nghiệp đóng tàu .
Do lần đầu tiên em làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp
còn những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài
liệu và bài giảng của các môn có liên quan và nhờ sự chỉ bảo tận tình, giúp đỡ
của thầy Hoàng Xuân Khoa song đây là lần đầu tiên nên bài làm của em
không thể tránh khỏi những sai sót.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy Đoàn Xuân Khánh đã trực
tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên thực hiện
Trần huy Thanh

download by :


BỘ CÔNG THƯƠNG.
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI.
KHOA CƠ KHÍ

BỘ MƠN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
--o0o—

ĐỒ ÁN MƠN HỌC
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
ĐỀ TÀI
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP
Loại Hộp : Hộp Giảm Tốc Phân Đôi Cấp Nhanh

Hệ thống băng tải dẫn động bao gồm :
1. Động cơ.
2. Nối trục đàn hồi.
3. Hộp giảm tốc.
4. Bộ truyền xích
5. Băng tải.
6.
Số liệu thiết kế :
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.

Lực Kéo Băng Tải: F = 13000 (N)
Vận Tốc Băng Tải: V = 0,45 (m/s)
Đường Kính Tang: D = 420 (mm)
Thời Gian Phục Vụ: Ih = 12000 (Giờ)
Số Ca Làm Việc: Số Ca = 2

Góc Nghiêng Đường Nối Tâm Bộ Truyền Ngồi:
Đặc Tính Làm Việc: Va Đập Êm
Chế độ tải : Tmm =1.65 T1 ; T2 = 0,6T1 ; t1 = 3.5h ; t2 = 4h : tck= 8h.

SVTH: Trần Huy Thanh

Page 2

download by :


YÊU CẦU:
NỘI DUNG THUYẾT MINH:
Trình bầy đầy đủ các nội dung tính tốn thiết kế, bao gồm:
1. Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô mem xoắn trên các
trục.
2. Tính tốn bộ truyền ngồi.
3. Tính tốn bộ truyền bánh răng.
4. Tính tốn thiết kế trục.
5. Tính chọn ổ đỡ.
6. Tính tốn kết cấu hộp.
NỘI DUNG BẢN VẼ:
TT
1
2

Tên bản vẽ
Bản vẽ lắp hộp giảm tốc
Các bản vẽ phụ (nếu cần)

Khổ giấy
A0

Số lượng
1

Tài liệu tham khảo

Phần I. Tính chọn động cơ,phân phối tỷ số truyền và mô men xoắn trên
các trục.
I.Chọn động cơ
1.Tính cơng suất
+Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc ổn định và ít rung động
ta phải tính tốn và chọn động cơ sao cho vừa đủ công suất không quá thừa
nhằm tránh vượt tải và thừa tải quá nhiều.
-Từ yêu cầu: Lực kéo băng tải : F=13000 N.
Vận tốc băng tải : v=0,45 m/s.

Công suất cần thiết trên trục động cơ:
SVTH: Trần Huy Thanh

Page 3

download by :


F .V
.
1000.
η

ch
Pct=


Trong đó:
Pct

: Cơng suất cần thiết trên trục động cơ.

F=13000 N : Lực kéo băng tải.
V=0,45m/s :Vận tốc băng tải.
ch

:Tổng hiệu suất của các khâu.

ch= k. br2. ol4. đai = 0,99. 0,972.0,994.0,96 =0,86;
Trong đó:
 k=0,99
:Hiệu suất truyền động của khớp nối.
  br = 0,97 :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng. (Do sau
khi phân đơi dịng cơng suất lại được nhập lại nên chỉ tính hiệu
suất cho một cặp bắnh răng ở cấp phân đôi)
  ol = 0,99 :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn.
 đai = 0,96 :Hiệu suất của bộ truyền xích.
Chế độ tải : Tmm =1.65 T1 ; T2 = 0,6T1 ; t1 = 3.5h ; t2 = 4h : tck= 8h. , t2 = 3,6h

=

√

∑

( )

2

Pi
.t
P1 i

∑ ti

1.3,5  0, 6 2.3, 6
0,77
8
=

F .V
13000.0, 45
.
.0,77 5,24
Pct= 1000.η ch  = 1000.0,86
(kW); nếu theo 0.77, có 5,3058

2. Xác định tốc độ vịng quay đồng bộ của trục động cơ.
Số vòng quay trên trục công tác:
SVTH: Trần Huy Thanh

Page 4

download by :


60.1000.v 60.1000.0,45
= 3,14 .420 =20 ,47(vịng/ phút )
nct=
π D

Trong đó: v là vận tốc băng tải.
D là đường kính tang.
Xác định số vòng quay đồng bộ nền dung cho động cơ:
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 v/ph (kể đến
sự trượt nđb = 1450 v/ph);khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb được xác
định:

1450
n
U sb  đb 
70,8
nct 20,47
Ta có bảng:
Loại truyền động

Tỉ số truyền nên
dùng
3-5
2-5
4-6
2-3

Bộ truyền đai dẹt
Bộ truyền xích
Bộ truyền bánh răng trụ để hở
Bộ truyền bánh răng côn để hở
Hộp giảm tốc bánh răng trụ:
-1 Cấp
-2 Cấp
-3 Cấp
Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp
Hộp giảm tốc bánh răng cơn - trụ
Hộp giảm tốc trục vít 1 cấp
Hộp giảm tốc trục vít 2 cấp
Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít
Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng

3-5
8 - 40
31,5 - 180
2-4
8 - 31,5
10 - 40
300 - 800
60 - 90
60 -90

Tỉ số truyền
giới hạn
1-6
1-6
1 - 12,5

1-8
1 - 11
4 - 60
25 - 326
1-8
6,3 - 40
6,5 - 80
42,25 - 3600
14.6 - 480
14,6 - 480

Bảng: Tỉ số truyền nên dùng và giới hạn của các truyền động.
Dựa vào bảng trên (Trang21 – Sách TTTKHDĐCK-T1 ta có:
Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền đai xích Uđnx = (35)
Tỉ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc
SVTH: Trần Huy Thanh

Page 5

download by :

UHGTnd = (840)


Tỉ số truyền nên dùng của hệ thống dẫn đông là:
Usbnd = UHGTnd.Uđnd = (35). (840) = (24200)
Nhận thấy: Usb = 70,8 nằm trong khoảng Usbnd = (24200) nên nđb =
1500 v/ph
3.Chọn động cơ.
Dựa vào các yêu cầu của động cơ về momen mở máy và công suất cần thiết

để đảm bảo động cơ làm việc tốt là:
Pđc  Pct
nđb nsb
T
T mm
=1, 65≤ k
T
T dn

Với T là momen tải trọng lớn nhất T=T1.
Tra các bảng P 1.2; P 1.2; P 1.3 với động cơ đồng bộ là 1500(v/p) ta chọn được
động cơ 4A112M4Y3 : ( theo bảng P1.3 TL1,tr 237,d3 trên xuống)
Bảng thông số động cơ:
Nđc(v/p)
1425

P(Kw)

Cos

5,5

0,85


0,855

TMax/Tdn
2,2

Tk/Tdn
2,0

+ Kiểm tra điều kiện mở máy.
T mm 1,65 T 1
= 1 ,65
=
T1
T1
;

Với động cơ đã chọn có

Tk
T mm
= 2,0
= 1 ,65
T dn
 T1

II. Phân phối tỉ số truền.

Ta có:

U sb=

N dc 1425
=69 , 6
=
N ct 20 , 47

Mà:
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong
hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền đai và bộ truyền khớp nối).
Usb = UHGT.UN = 69,6 (lần)
Tỉ số của bộ truyền khớp là:
Uk  1
Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là:
Ux = 3,5 (lần)
SVTH: Trần Huy Thanh

Page 6

download by :


Vậy ta có tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:
U HGT =

U sb
UN

=

U sb
Uk . U x

=

69 , 6

=19 , 88
1. 3,5

Đây là hộp giảm tốc khai triển, tình tốn theo điều kiện bơi trơn và u
cầu diện tích hộp nhỏ nhất có thể được. Do đó chọn tỉ số truyền của cấp nhanh
(u1) lớn hơn tỉ số truyền của cấp chậm (u2).
Ta dùng công thức thực nghiệm sau:
U1 = (1,2  1,3)U2
=> UHGT = U1.U2 = (1,2  1,3)U2. U2 = (1,2  1,3) (U2)2 = 19,88
=> U2 = (3,91  4,07) chọn u2 = 3,99 (lần)
=> U1 = (1,2  1,3)U2 = (4,788  5,187) chọn U1 = 4,99 (lần)
Vậy ta có tỉ số truyền thực của hộp giảm tốc là:
UHGT = U1.U2 = 3,99 . 4,99 = 19,9 (lần)
Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là :
U sb
69,6
Uđ 

3,5
U HGT .U k 19,9

III.Xác định công suất,momen và số vòng quay trên các trục.
Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pct của động cơ ta tính được
cơng suất,momen và số vịng quay trên các trục của hệ thống dẫn động như
sau:
-

Công suất trên các trục 3,2,1 và công suất thực của động cơ:
5,24
Pct


5,35
0,99.0,99
P3 = η k .ηol
(kW)
P3
5,35

5,57
2
2
η
.η
0,97
.0,99
br
ol
(kW)
P2 =
P2
5,57
= 5,98

η
.η
0,97
.0,99
br
ol
P1 =

(kW)

SVTH: Trần Huy Thanh

Page 7

download by :


5,98
P1
6, 29
η
.η
0,99.0,96
ol
đ
P’đc =
=
(kW)
- Số vòng quay của các trục 1,2,3 và trục công tác là:
n đc
1425
n = u = 3,5 = 407 (vòng/phút)
1

đ

407
n1

n2= u 1 = 4,99 =81,56(vòng/phút)

n2 81,56
n3= u 2 = 3,99 =20,44 (vòng/phút)
n 3 20,44
nct= u k = 1 =20,44(vịng/phút)
- Momen xoắn trên trục cơng tác,các trục 1,2,3 và động cơ là:
P ct
5,24
2448239
n
6
6 20, 44
ct
Tct = 9,55.10 .
= 9,55.10 .
(Nmm)

P3

T3 = 9,55.106. n3
P2

T2 = 9,55.106. n2

5,35
2499633
6 20,44
= 9,55.10 .
(Nmm)

5,57
= 9,55.106. 81,56 = 652201 (Nmm)

P1

5,98
T1 = 9,55.106. n1 = 9,55.106. 407 = 140316 (Nmm)

P`đc
6,29
T đc = 9,55.106. nđc = 9,55.106. 1425 = 42154 (Nmm)
- Bảng kết quả tính tốn thu được:

Trục
T.số

SVTH: Trần Huy Thanh

Động cơ

1

2

3

Page 8

download by :

Công tác


u(lần)

Uđ = 3,5

U1 = 4,99

U2 = 3,99

Uk = 1

P(kW)

6,29

5,98

5,57

5,35

5,24

N(v/p)

1425

407

81,56

20,44

20,44

140316

652201

2499633

2448239

T(Nmm)

42154

PHẦN II: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN NGỒI
I TÍNH B ỘTRUYỀỀN XÍCH:
1.Chọn xích
Do b ộtruyềền t ải không l ớn, ta ch ọn lo ại xích ơống - con lăn m ột dãy, g ọi tăốt
là xích con lăn m ột dãy. Lo ại xích này chềố t ạo đ ơn gi ản, giá thành h ạ và có đ ộ
bềền mịn cao.
2. Xác đ nh
ị các thơng sơố c aủ xích và b ộtruyềền xích
a. Ch nọ sốố răng đĩa xích
Sơố răng đĩa xích nh ỏ đ ược xác đ ịnh theo cơng thức:
z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19

(2.17)

Với uxích = 4,04  z1 = 29 – 2.4,04 = 20,92
uxích = 4,04 thỏa mãn
Chọn uxích = 4

suy ra z1 =21 răng

Tính sơố răng đĩa xích lớn:
z2 = uxích. z1  zmax

(2.18)

Đơối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tnh đ ược: z2 = 4.21= 84 (răng)
b. Xác định bước xích p
B c xích
ướ p đ c xác
ượ đ nh tị ch ừtềuỉvềề đ bềền
ộ mòn c a ủb n ảlềề. Điềều kiện
đ m ảb o ch
ả tềuỉ vềề đ bềền
ộ mịn c aủ b ộtruyềền xích đ ược viềốt dưới dạng:
Pt = P. k. kz. kn  [P]
SVTH: Trần Huy Thanh

(2.19)
Page 9

download by :

Trong đó:

Pt - Cơng suấốt tnh tốn;
P - Cơng suấốt cấền truyềền

Xác đ ịnh công suấốt cho phép [P] c ủa xích con lăn: với n01 =800 vịng/phút,
z 01
kz - H ệ sôố răng ; kz = z 1

= 25 / 21 = 1,19

kn - Hệ sơố vịng quay; kn = n01/ n1 = 1,1
H ệ sôố k đ ược xác định theo công thức:
k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc

(2.20)

Trong đó các h ệsơố thành phấền đ ược ch ọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu
[1],với:
k0 - H ệsôố k ểđềốn nh
ả h ưở
ng c aủ v trí
ị b ộtruyềền, k0 = 1 (do đường
nơối tấm c aủ hai đĩa xích so v ới đ ường năềm ngang là 50o <60o);
ka - H ệsôố k ểđềốn nh
ả h ưở
ng c aủ kho ng
ả cách tr cụ và chiềều dài

xích;
với a = (30…40)p, ta có: ka = 1;
kđc - H ệsôố k ểđềốn nh
ả h ưở
ng c aủ vi cệ điềều chỉnh l ực căng; với
tr ườ
ng h p
ợ v trí
ị tr cụ khơng điềều ch ỉnh đ ược, ta có: kđc = 1,25;
kbt - H ệ sôố k ể đềốn ảnh h ưởng c ủa bôi tr ơn; v ới trường hợp môi
tr ường làm vi ệc có bụi, chấốt lượng bơi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;
kđ - H ệ sôố t ải trọng đ ộng, v ới tr ường h ợp t ải tr ọng v ừa (t ải trọng
va đập), ta chọn: kđ = 1,3;
kc - H ệsôố k ểđềốn chềố đ ộlàm vi cệ c aủ b ộtruyềền; với trường hợp
sơố ca làm vi ệc là 2 ca, ta có: kc = 1,25;
tnh đượ c: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,3. 1,25 = 2,641
tnh được: Pt = 7,56.2,641.1,19.1,1= 26,135(KW)

SVTH: Trần Huy Thanh

Page 10

download by :


Theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1] HDĐCK n 01 =800 vịng/phút ch ọ
n b ộtruyềền
xích 1 dấẫy p =25,4
điềều kiện Pt < [P] =30,7 được thỏa mãn.
Tính kho ảng cách tr ục sơ bộ, ta lấốy:

asb = 40p = 40.25,4 = 1016(mm);
Ta xác đ ịnh sôố măốt xích theo cơng thức:

2a
x= p

( z 2−z 1 )2 . p

z1+ z 2

+

2

2

4π a

+

(2.21)

 x = 135,02
Ta lấốy sôố măốt xích chăẫn xc = 136, tnh l ại kho ảng cách tr ục theo công thức:

a*=

[

√

(

Z2 −Z 1
0 , 25. p X c−0,5 ( Z 2 + Z 1) + [ X c−0,5 ( Z 1 + Z 2) ] −2.
π

¿

{

2

√[

a =0 , 25 .25 , 4 . 136−0,5 .( 21 + 84 )+ 136−
(mm)

)]
2

] (
2

84− 21
21+ 84
−2.
π
2

) }=1028 , 89
2

Đ ểxích khơng ch uị l ự
c căng q l n,
ớ ta cấền gi ảm kho ảng cách tr ục đi m ột
lượng:
a = 0,003.1028,89 = 3,087
 aw2 = 1025,8
Sôố lấền va đ pậ c ủ
a b nả lềề xích trong 1 giấy:
i=

Z 1 . n2 21 .120 , 05
=
=1 ,236
15 . X 15 .136

 imax=30 (bảng 5.9).

Suy ra s ự va đ ập c ủa các măốt xích vào các răng trền đĩa xích
đ ảm b ảo, khơng gấy ra hi ện t ượng gấẫy các răng và đứt má xích.
SVTH: Trần Huy Thanh

Page 11

download by :


c. Ki mểnghi mệxích vềề đ ộbềền

V ớ
i các b ộtruyềền xích b ị quá t ải lớn khi mở máy hoặc thường xuyền chịu tả
trọng va đập
trong quá trình làm vi cệcấền tềốn hành ki m
ể nghi m
ệ vềề q t ải theo h ệ sơố an
tồn:

s=

Q
k d . F t +F 0 +F v

≥ [s]

(2.24)

Q - Tải trọng phá hỏng, theo b ảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta

Trong đó:
có:

Q =56,7kN = 56700 N;
q - khơối l ượng c ủa 1 mét xích, theo b ảng 5. 2 - tr78 - tài li ệu [1]
, ta có:

q = 2,6 kg;
kđ - H ệ sơố t ải trọng động, theo b ảng 5. 6 - tr 82 - tài liệu [1], v ới

trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn k đ = 1

v - v ận tôốc trền vành đĩa dấẫn z 1:
Z 1 Pn 2

v = 60000 = 21.25,4.120,05/60000 = 1,067 m/s
Ft - L ực vịng trền đĩa xích:
Ft =1000P/v = 1000.7,56/1,067 = 7085,3 N
Fv - L ực căng do l ực ly tấm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2


(2.27)

Fv = 2,6. (1,067)2 = 2,96 (N)
F0 -Lực căng do bánh xích b ị đ ộng sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q. a

SVTH: Trần Huy Thanh

(2.28)

Page 12

download by :


o
kf = 2, ứ
ng v ớ
i tr ường h ợp b ộtruyềền nghiềng một góc dưới 40so
v ới ph ương năềm ngang;



F0 = 9,81. 2. 2,6. 1,0258 = 52,33 (N)
Từ đó, ta tnh được:

s=

56700
=7 , 94
1. 7085 ,3+52 ,33+2, 96

 S >[S] = 11,7 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

d. Xác đ ịnh đ ường kính đĩa xích
Theo cơng th ức 5. 17- tr86- tài liệu [1] và bảng 14 -4b - tr20 - tài li ệu [2], ta
xác đ ịnh đ ược các thông sôố sau:
 Đường kính vịng chia d1 và d2:

d1=

d2=

25 , 4
=170 , 42
180
)
sin(
21

25 , 4
=679 , 3
180 )
sin(
84

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích:
da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =25,4.[ 0,5 + cotg(180/21)] = 181,22 mm
da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/84)] = 691,53 mm
Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 mm
( Với dl = 15,88 mm tra bảng 5.2/78)
Đường kính vịng chân đĩa xích:
df1 = d1- 2r = 170,42 – 2.8,03 = 154,36 (mm)
df2 = d2- 2r = 679,3 - 2.8,03 = 663,24 (mm)

 Ki mể nghi mệ vềề đ ộbềền tềốp xúc c ủa đĩa xích:
Ứ ng suấốt tềốp xúc H trền m tặ răng đĩa xích ph iảnghi m
ệ điềều kiện:
SVTH: Trần Huy Thanh

Page 13

download by :


H = 0,47.

√

k r ( F t K d + F vd ) . E
A . kd

 [H]

(2.30)

Trong đó: [H] - ứ ng suấốt tềốp xúc cho phép, theo b ảng 5. 11 - tr 86 - tài li ệu
[1];
Ch ọn thép 20 tôi co [H] = 980 MPa
F t - L ực vịng trền đĩa xích, Ft = 7085,3 (N)
F vd - Lự c va đậ p trền m dãy xích (m = 1), tnh theo cơng thức:

Fvd = 13.10-7.n2.p3.m = 13.10-7.120,05.25,43.1 = 2,56 N
Hệ số tải trọng động : Kđ=1,0 (bảng 5.6)
kđ=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =21 )
Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống con
lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa
2,1.105
σ H 1=0 , 47 0 , 48 .(7085, 3 .1,0+ 2 ,56 ).
180 .1
⇒
= 936,37 MPa
⇒ H1 <[H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh
hưởng của số răng đến đĩa xích Kr=0,22 (vì Z2 =84) Ta có:
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

√

SVTH: Trần Huy Thanh

Page 14

download by :


x

d2

F1
d1

n2
15°

n1
O1

15°

Frx

1
F2
2

Hình 3.1 - S đồồ
ơ l cựtác d ng
ụ lên tr cụ khi b ộtruồn xích làm vi ệc

df
d
da

b

Hình 3.2 – Hình vẽẽ m tặcắắt bánh xích
B ngả 2.4 – B ngả thồng sồắ kích th ướ
c c aủ b ộtruyêồn xích

SVTH: Trần Huy Thanh

Page 15

download by :


Các đại lượng

Thông sôố

Kho ảng cách trục

aw2 = 1025,8 mm

Sôố răng đĩa chủ động

z1 = 21

Sôố răng đĩa bị động

z2 =48

T ỷsơố truyềền

uxích = 4

Sơố măốt của dấy xích

x = 136

Đường kính vịng chia của đĩa xích

Chủ động: d1 =170,42 mm
Bị động: d2 = 679,9 mm

Đường kính vịng đ ỉnh c ủa đĩa xích

Chủ động: da1 = 181,22 mm
Bị động: da2 = 691,53 mm

Đường kính vịng chấn răng c ủa đĩa xích

Chủ động: df1 = 154,36mm
Bị động: df2 = 663,24 mm

Lực tác dụng nên trục
Fr =kx.Ft =1,15.7085,3 = 8148,1
ộ
năềm ngang)
(kx =1,15 do  =30o <60o b truyềền

Phần III:Tính truyền động bánh răng
1.Chọn vật liệu.
Vì bộ truyền được bơi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt
răng nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc.Do khơng có yêu cầu gì đặc biệt và
theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
như sau:
Theo bảng 6.1 Trang 92 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 ta chọn:
Loi
bnh

Nhn
hiê u

SVTH: Trần Huy Thanh

Nhiê t
luyên

Kch
thưc S,

Đô r#n

Gii hn

b$n

Page 16

download by :

Gii hn
ch%y


răng

th(p

Nho

45

Tôi c%i
thiê n

60

Ln

45

Tôi c%i
thiê n

100

 b,MPa

ch,MPa

HB 241…
285

850

580

HB

750

450

mm,khôn
g ln hơn

192…240

2.Xác định ứng suất tiếp xúc.
Theo bảng 6.2 trang 94 sách TTTKHDĐCK - TâpŸ 1 với vâ Ÿt liêuŸ làm
bánh răng là thép 45,tôi cải thiênŸ đạt đô Ÿ rắn HB ¿ 350 HB thì giới
hạn bền uốn của các bánh răng là: σ°Hlim=2HB+70
σ°Flim = 1,8HB
SH=1,1 ;

SF=1,75

+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ σ°Flim : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ SF: hệ số an tồn khi tính về uốn
+ SH: hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc

chọn HB1 = 245; HB2 = 230, suy ra:
σ°Hlim1 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)
σ°Hlim2 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
σ°Flim1 = 1,8.245 = 441 (MPa)
σ°Flim2 = 1,8.230 = 414 (MPa)
3.Số chu kỳ làm việc cơ sở .

SVTH: Trần Huy Thanh

Page 17

download by :


Theo công thức (6.5) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 ta có : NHO =
2,4
HB

30H

NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO1 = 30H2,4HB1 = 30.2452,4 = 1,6.107

NHO2 = 30H2,4HB2 = 30.2302,4 = 1,4.107
4.Số chu kỳ làm việc tương đương.
NHE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
NHE Được xác địn theo công thức (6.7) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1:
NHE = 60cΣ(Ti/Tmax)3.ni.ti
Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay.
n1

NHE2 = 60c

u 1 Σt Σ(T /T )3.t /Σt
i
i
max
i
i

407
3,5
3, 6
3 8
3 8
4,99
.12000.[1 .
+ 0,6 .
= 60.1.
]
= 3,14.107 > 1,4.107 = NHO2
KHL2 = 1 ,với KHL là hệ số tuổi thọ được xác định theo

⇒

K HL  m

H

công thức sau:

N HO
N HE .

Do NHE1 = u1. NHE2 nên NHE1 > NHO1, do đó KHL1 = 1
5.Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ.
K

  H  Ho lim . SHL
H

Theo bảng 6.2 trang 94 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 ta có:
SH1=1.1
SH2=1.2
SVTH: Trần Huy Thanh

Page 18

download by :


1
509MPa

1,1
1
[ H ]II  530.  481,82 MPa */ Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng:
1,1

[ H ]I  560.

[ H ] 

[ H ] I  [ H ] II 509  481,82

495, 4
2
2

Ta có

1, 25[  H ] mim 1, 25[  H ] II 1, 25.495, 4  619, 25 MPa

Ta thấy

[ H ]  1,25[ H ]mim , thỏa điều kiện

*/ Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng
Do NHE > NHO => KHL = 1
=>

[ H ]' [ H ]mim [ H ]II 481,82 MPa

6.Ứng suất uốn cho phép:

Theo công thức 6.8 sách TTTKHDĐCK - TâpŸ 1 ta có:
NFE = 60cΣ(Ti/Tmax)mF.ni.ti
Trong đó mF=6 (vì đô Ÿ rắn HB

¿

350)

n1

NFE2 = 60c u 1 ΣtiΣ(Ti/Tmax)6. ti /Σti
407
3, 5
3, 6
4,99
6 8
6 8
.12000.[1 .
+ 0,6 .
= 60.1.
]

= 2,69.107 > 4.106 = NFO(số chu kì thay đổi ứng suất
cơ sở khi thử về uốn ;NFO=4.106 đối với tất cả các loại thép ).
SVTH: Trần Huy Thanh

Page 19

download by :

KFL2 = 1, và tương tự có KFL1 = 1

⇒

K FL  m

F

Với KFL là hệ số tuổi thọ :

N FO
NFE

do đó theo cơng thức (6.2) sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1 ta có:
[σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF
Bơ Ÿ truyền quay mơ Ÿt chiều nên KFC=1(với KFC là hệ số xét đến
ảnh hưởng đặt tải).
Vậy sơ bộ tính được
[σF1] =

441 .1. 1
1, 75 = 252 (MPa)

[σF2] =

414. 1. 1
1 ,75 = 236,6 (MPa)

Ông sut tip xỳc cho phộp khi quỏ ti xỏc định theo công thức (6.13)

sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1:
[σH]max = 2,8ch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
Ông sut un cho phép khi quá tải xác định theo công thức (6.14) sách
TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1:
[σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
A.TÍNH TỐN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
NGHIÊNG:
a.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức (6.15)a sách TTTKHDĐCK Tâ Ÿp 1:
a w  K a( u1  1) 3

T1 .K H

 
H

2

u1ba

Trong đó:
SVTH: Trần Huy Thanh

Page 20

download by :


+ Theo bảng 6.5 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 chọn Ka = 43 (ứng

với răng nghiêng, vật liệu thép - thép)
+ Theo bảng 6.6 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 chọn ψba = 0,3
+ Xc định KHβ:
Theo công thức (6.16) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1:
ψbd = 0,53ψba(u1+1) = 0,53.0,3(4,99+1) = 0,95
Theo bảng 6.7 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1, KHβ tương ứng với sơ
đồ 3 ⇒ KHβ = 1,15
+ T1 = 140316
43(4,99 1)3

aw1=

⇒

140316.1,15

 495,4

2

.4,99.0,3

= 195,8 (mm)

Ta lấy aw1 = 200(mm)
a.2.Xác định các thông số ăn khớp
+ Theo (6.17) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1:
m = (0,01÷0,02)aw1 = (0,01÷0,02).200 = (2÷4) (mm)
+ Theo bảng 6.8 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 Chọn môđun theo
tiêu chuẩn m =2,5(mm)

(Không chọn m < 1,5 ÷2 nếu khơng khi q tải răng sẽ bị gãy)
Điều kiện góc nghiêng răng chữ V : 30 ≤ β ≤ 40

2 a .cos 
Z  w
1 m. u 1
1

2a .cos
2a .cos 
max Z  w 2
min
 w1
1
m. u  1
m. u 1
1
1
2.200.cos 40
2.200.cos 30

Z 
1
2,5.  4,99 1
2,5.  4,99 1 
SVTH: Trần Huy Thanh
Page 21
 20,5 Z 23,1
1













download by :


Chọn Z1 = 21 răng
Z2 =Z1 .u1 = 21.4,99 =104,79
Chọn Z2 = 105 răng
Số răng tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 21 + 105 = 126 răng

Cos  

m. Z t 2,5.126 63

 0,787
2.aw
2.200
80

Suy ra: β = 38,050

Thỏa điều kiện 300 ≤ β ≤ 400
 Tính lại khoảng cách trục:
m ( z1  z 2 ) 2,5.(21  105)

200,00(mm )
aw 
2.Cos
2.Cos 38,05

a.3. Kiểm nghiê Ÿm về đô bền
Ÿ
tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 .Ông sut
tip xỳc xut hin trờn mt rng ca bộ truyền phải thỏa mãn:

 H Z M Z H Z

2.T1 KH  ut 1  1
 bw1ut1d w211 

≤ [σH]

Trong đó:
+ ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1], ta được ZM = 274 (MPa)1/3

+ ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Theo cơng thức (6.34) sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1 thì:

SVTH: Trần Huy Thanh

Page 22

download by :


ZH=
Ở đây:

√

2 . cos β b
sin 2α tw

* βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
theo cơng thức (6.35) sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1:
tgβb = cosαt.tgβ
αt : góc profin răng
αtw : góc ăn khớp
* Với răng nghiêng, không dịch chỉnh và theo bảng
(6.11) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 ta có:

( )

tg α
αtw = αt = arctg cos β

Theo TCVN 1065 – 71, α = 20°

⇒

⇒

⇒

 tg20 ο 


αtw = αt = arctg  cos(38,05 )  = 24,8°
tgβb = cos24,80.tg38,050=0,71
2.cos(35, 4 )
sin(2.24,8 )

ZH=

⇒

βb=35,40

= 1,46

+ Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo công thức (6.37) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1:
εβ=bw.sinβ/(m.

π

)

Chiều rộng vành răng bw1 = ψba. aw1 = 0,3.200 =60(mm)
⇒

εβ=60.sin38,050/(2.

π

)=3,825

Vì εβ = 3,384> 1,0 nên theo công thức (6.36c) sách
TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1: Zε =
SVTH: Trần Huy Thanh

√ 1/εα
Page 23

download by :


εα được tính theo ct(6.38b) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1:

[

1,88 - 3,2

εα =

(

⇒

1 1

+
z1 z2

)]

1 

 1
 1,88 - 3,2 21  105  

  cos38,050= 1,336
.cosβ = 

Zε = 0,865

Theo bảng 6.11 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 đường kính vịng lăn
bánh nhỏ :

2.a w
2.200
dw1 = u1  1 = 4,99  1 = 66,78(mm)

Theo công thức (6.40) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1:

Vận tốc vòng:

π . d w1 n1
v=
60000

π.66,78.407
60000
=
=1,42(m/s)

+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo cơng thức (6.39) sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1:
KH = KHβ. KHα. KHv
* KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1: ⇒
KHβ = 1,15
* KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho
các đôi răng đồng thời ăn khớp
Theo bảng 6.13 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1, với răng trụ răng
nghiêng, v ≤ 4 (m/s), ta chọn cấp chính xác 9.
Từ bảng 6.14[1], v

¿

5m/s, cấp chính xác 9

⇒

KHα = 1,13

* KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng
ăn khớp
Theo công thức (6.41) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1:

υH . bw1 . d w11

KHv = 1+ 2 .T 1 ' . K Hβ . K Hα

Với υH

= δH. go. v.

√

aw
u t1

Trong đó:
SVTH: Trần Huy Thanh

Page 24

download by :


- v = 1,42 m/s
- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1
và 2
Tra bảng 6.16 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1, với m < 3,35,
cấp chính xác 9

⇒

go = 73

- δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Tra bảng 6.15 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1: δH = 0,002

⇒

υ H = 0,002.73.1,42

200
4,99

= 1,3

⇒

1,42.60.66,78
KHv = 1+ 2.140316.1,15.1,13 = 1,015

⇒

KH = 1,15.1,13.1,015=1,32

 H Z M Z H Z
⇒

2.T1 KH  ut 1  1
 bw ut 1dw21 

2.140316.1,32.(4,99  1)
60.4,99.66,782
= 274.1,46.0,865
= 446

(MPa)
 Tính chính xác [σH]
Theo cơng thức (6.1) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1:
[σH]` = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHL/SH
+ Tính ZR: Chọn Ra = 2,5..1,25μm

ZR = 0,95

⇒

+ Tính ZV: Lấy ZV = 1
+ KxH = 1(v× da <700mm)
⇒

[σH]` = 495,4.1.1.0,95 = 470,63 (MPa)

⇒

σH =446< [σH]` =470,63

⇒

thỏa mãn điều kiện bền tiếp

xúc.
a.4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
SVTH: Trần Huy Thanh

Page 25

download by :