ĐỒ án CHI TIẾT máy đề bài thiết kế trạm dẫn động băng tải

MỤC LỤC

BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ GIAO THÔNG VẬN TẢI

.

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đề Bài: Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải

Họ và tên

: Bùi Hữu Trưởng

Lớp

: 68DCOT21

Mã sinh viên

: 68DCOT20280

GVHD

: Nguyễn Thị Nam

Hà Nội 2020
1


Mục lục......................................................................................................................... 1

LỜI NĨI ĐẦU.............................................................................................................. 3
Chương I: Tính tốn động học hệ thống dẫn động cơ khí........................................5
1.1 Tính chọn động cơ................................................................................................5
1.1.1 Xác định công suất yêu cầu của động cơ........................................................5
1.1.2 Xác định số vịng quay của đơng cơ...............................................................6
1.1.3. Chọn động cơ................................................................................................6
1.2 Phân phối tỉ số truyền...........................................................................................6
1.2.1. Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống......................................................6
1.2.2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ........................................................................7
1.3.Tính các thơng số trên các trục.............................................................................7
1.3.1. Số vịng quay.................................................................................................7
1.3.2.Công suất.......................................................................................................7
1.3.3. Mômen xoắn trên các trục.............................................................................8
Chương II: Xác định các chi tiết chuyển động.........................................................9
2.1 Thiết kế bộ truyền xích.........................................................................................9
2.1.1.Chọn loại xích................................................................................................9
2.1.2.Xác định các thơng số của xích và bộ truyền xích..........................................9
2.1.3.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích................................................................11
2.1.4.Xác định thơng số của đĩa xích.....................................................................12
2.1.5.Xác định lực tác dụng lên trục......................................................................12
2.1.6. Tổng hợp các thơng số của bộ truyền xích..................................................13
2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh.............................................................13
2.2.1. Chọn vật liệu:..............................................................................................13
2.2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh......................................................14
2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm.............................................................23
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI...............................................32
3.1.Thiết kế trục........................................................................................................32
3.1.1. Chọn vật liệu...............................................................................................32
3.1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục:.................................................................32
3.1.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực......................33

3.1.4 Tính chính xác..............................................................................................35
a. Thiết kế trục I.......................................................................................................35
b. Thiết kế trục II......................................................................................................38
c. Thiết kế trục III.....................................................................................................40
3.2 Tính chọn ổ lăn...................................................................................................42
2


3.2.1 Trên trục I.....................................................................................................42
3.2.3 Trên trục III..................................................................................................47
3.3 Xác định thông số của then lắp với trục và kiểm nghiệm độ bền của then.........49
3.3.1 Trên trục I.....................................................................................................50
3.3.2. Trên trục II..................................................................................................50
3.3.3. Trên trục III.................................................................................................51
3.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi........................................................................52
3.4.1 Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục I:...................................................................53
3.4.2 Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục II..................................................................54
3.4.3. Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục III................................................................56
3.5.Kiểm tra trục về độ bền tĩnh...............................................................................57
3.5.1 Trên trục I :.................................................................................................58
3.5.2 Trên trục II :.................................................................................................58
3.5.3 Trên trục III :................................................................................................58
PHẦN IV Cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết phụ và.........................................................59
chọn chế độ lắp trong hộp.........................................................................................59
4.1. Thiết kế các kích thước vỏ hộp..........................................................................59
4.2. Thiết kế các chi tiết phụ.....................................................................................61
4.2.1. Cửa thăm.....................................................................................................61
4.2.2. Nút thông hơi..............................................................................................62
4.2.3. Nút tháo dầu................................................................................................62
4.2.4. Kiểm tra mức dầu........................................................................................63

4.2.5.Chốt định vị..................................................................................................63
4.2.6. Bu lông........................................................................................................63
4.3. Chọn các chế độ lắp trong hộp.......................................................................64
Tài liệu tham khảo.....................................................................................................66

3


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 mơmen xoắn. Với chức
năng đó 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 mơn có liên quan và nhờ sự chỉ bảo tận tình, giúp đỡ
của cơ Nguyễn Thị Nam song đây là lần đầu tiên nên bài làm của em không thể
tránh khỏi những sai sót.
Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy (Cô) bộ môn, đặc
biệt là cô Nguyễn Thị Nam đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình
giúp sinh viên hồn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Hà Nội, ngày 30 tháng
6 năm 2020

Sinh viên thực hiện
Bùi Hữu Trưởng

4


ĐỀ SỐ 6: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
SƠ ĐỒ HƯỚNG DẪN
1
T

2

Tnm

3

F

T1

T2

t

4

v

5

3s

t1

t2
tck

ZP

r

Chế độ làm việc: mỗi ngày làm việc 1 ca, mỗi ca 8 giờ , mỗi năm làm việc 300
ngày,tải trọng va đập nhẹ.
T nm = 1,4T ; T = 0,8T ; t = 4 (h); t = 3 (h) ; t = 8
Phương án

2

Lực kéo xích tải (N)

6700

Vận tốc xích tải(m/s)

0.45

Bước xích tảip(mm)

125

Số răng đĩa xích tải z

9

Thời gian phục vụ(năm)

6

5


CHƯƠNG I: TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ THỐNG DẪN
ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1 Tính chọn động cơ
1.1.1 Xác định cơng suất u cầu của động cơ

Công suất danh nghĩa của băng tải
Pt =

F . v 6700.0,45
=
=3,015( KW )
1000
1000

Công suất làm việc
Pt =P t 1=3,015( KW )
P t nm =1,4 Pt 1=1,4.3,015=4,221 ( KW )
P t 2=0,8 P t 1=0,8.4,221=3,3768 (KW )

Công suất ra trục làm việc
Plv =

√

P2t .3+ P2t . t 1+ P 2t .t 2
nm

1

2

t ck

=√10,08=3.17( KW )

Hiệu suất của động cơ
4

2

η=ηol . ηkn .❑d .❑br

Tra bảng 2.3 ta được
Hiệu suất của một cặp ổ lăn :

η ol= 0,99

Hiệu suất của xích :

η x =¿0,96

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng :

ηbr =¿0,98

Hiệu suất của khớp nối:

η kn=1

Thay số vào (1) ta có:
η=η4ol . ηkn .η x .❑2br = 0,994.0,96.1. 0,982= 0,88

Công suất trên trục động cơ
Pdc =

P lv 3.17
=
=3,6(KW )
❑ 0.88

1.1.2 Xác định số vịng quay của đơng cơ

6


Tốc độ quay trên trục công tác
n ct=

Tỉ số truyền sơ bộ:

60000. v 60000.0,45
=
=24
z.t
9.125

n dc(sb)=nct .u sb

Trong đó : u sb=ud . uh

(2)

Tra bảng 2.2 ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của

u x =¿2

uh = 30 (hộp giảm tốc 2 cấp)
Thay số vào (2) ta có:
u sb =u X . uh=2.30 =60

Suy ra : n dc (sb)=nct .u sb=¿24.60= 1440 (v/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ : ndc = 1440 (v/ph)
1.1.3. Chọn động cơ

Chọn động cơ phải thả mãn điều kiện
Pdc > Pct
Từ Pct = 3,6 kW & ndc =1440 v/ph
P 1.3

Tra bảng phụ lục 238 [ I ] ta có động cơ điện

Kí hiệu
Động cơ
4A132S4Y3

Pđ c (KW)

7,5

nđc

(v/ph)
1455

1.2 Phân phối tỉ số truyền
1.2.1. Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống

Tỉ số truyền chung
7

cos
0,86

T max
T dn

2,2

TK

T dn

2,0


ut =

ndc 1455
=
=60,625
nct
24

1.2.2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ
Ut

Tỉ số truyền hộp giảm tốc : UHGT = U1.U2 = U =
x

60,625
= 20,208
3

Trong đó : Ux = 3 tỉ số truyền xích (tra bảng 2.4)
U1 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh
U2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
Đối với HGT bánh răng trụ hai cấp khai triển ta tra bảng (3.1) t43
u1= 1,2u2 (2) , theo công thức 3.11 / 43 [TL1]
Suy ra: u1 =4,92 và u2 =4,1
-Tính lại Uđ theo u1, u2:

ut

= u 1 .u2

=3

x

U
1.3.Tính các thơng số trên các trục
1.3.1. Số vịng quay

Số vòng quay trên trục động cơ: ndc = 1455 (vg/ph)
Số vòng quay trên trục I:
n I =ndc =1455(v / ph)

Số vòng quay trên trục II:
n II =

n I 1455
=
=295,73 v / ph
u1 4,92

Số vịng quay thực của trục cơng tác là:
n III =

nII 295,73
=
=72,1 v / ph

u2
4,1

1.3.2.Công suất

Công suất làm việc (tính ở trên) là: Plv = 3,17 ( KW )
8


Công suất trên trục III là :
P III=

Plv
3,17
=
=3,33( kw)
ηol . ηx 0,99.0,96

Công suất trên trục II là :
P II =

P III
3,33
=
ηol . ηbr 0,99.0,98 LINKExcel . Sheet .8 C:\\Users\\User\\Desktop\\CTM 2012\\ExCTMBRTXT

Công suất trên trục I là:
❑

PI =

PII
3,43
=
=3,46 kW
ηk . ηol 0,99.1

1.3.3. Mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :
T đc =9,55.10 6 .

P đc
3,6
=9,55. 106 .
=23628,86 N . mm
nđc
1455

Mômen xoắn trên trục I là :
6

T I =9,55.10 .

PI
6 3,46
=9,55. 10 .
=22709,96 N .mm
ηI
1455

Mômen xoắn trên trục II là :
6

T II =9,55. 10 .

PII
3,43
6
=9,55.10 .
=110764,88 N . mm
n II
295,73

Mômen xoắn trên trục III là :
6

T III =9,55. 10 .

Thông
số/Trục

PIII
6 3,33
=9,55. 10 .
=441074,89 N . mm
n III
72,1

ĐC

Trục I

Trục II

U

Ux=3

n(v/ph)

1455

1455

295,73

72,1

P(KW)

3,6

3,46

3,43

3,33

T(N.mm)

23628,86

U1=4,92

Trục III

22709,96

9

U2=4,1

110764,88

441074,89


CHƯƠNG II: XÁC ĐỊNH CÁC CHI TIẾT CHUYỂN ĐỘNG
2.1 Thiết kế bộ truyền xích
2.1.1.Chọn loại xích

- Có 3 loại xích :xích ống ,xích con lăn và xích răng.Trong 3 loại xích trên ta
nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:
- Có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma sát lăn ở
con lăn và răng đĩa(ở xích con lăn).Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn
xích ống ,chế tạo xích con lăn khơng khó bằng xích răng.
- Ngồi ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay thế,phù hợp với
vận tốc u cầu (69 vịng/phút).
- Vì cơng suất sử dụng khơng q lớn nên chọn xích một dãy.

2.1.2.Xác định các thơng số của xích và bộ truyền xích

a.Chọn số răng đĩa xích
- Số răng đĩa xích càng ít,đĩa bị động quay càng khơng đều,động năng va đập
càng lớn ,xích mịn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số răng tối thiểu của đĩa
xích(thường là đĩa chủ động ) là:
Z1 ≥ Z min =13 ÷15

Theo công thức thực nghiệm:
Z1 =29−2. u=29−2.3=23

Theo bảng 5.4 chọn Z1=23 răng
Từ số răng đĩa xích nhỏ suy ra số răng đĩa xích lớn
Z2 =u . Z 1=3.23=69

Chọn Z2=69  Zmax
b. Xác định bước xích
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mịn của bộ truyền xích ta có:
Pt= P.k.kn. .kz ¿ [P].(cơng thức 5.3 theo tài liệu 'tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ
khí')
Với + P : Là cơng suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= Pdc=3,6 KW.
+ Pt: là cơng suất tốn (kw)
+[P]: là cơng suất cho phép(kw)
+kn:Làhệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:
n01=400 (vòng/phút) kn=n01/n1=400/ 295,73= 1,35

10


+kz:Làhệ số răng :

Z 01 25
= =1 , 08
kz = Z1 23

+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc; trong đó:
kđ: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đập nhẹ, nên ta chọn kđ = 1
k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm cácđĩa xích
trùng với phương ngang. Nên k0 = 1.
ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn
a = (30÷ 50).p; suy ra ka = 1.Chọn a = 40
kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng mộttrong các
đĩa xích. Nên kđc = 1.
kbt:hệ số kể đến ảnh hưởng của bơi trơn .Vì mơi trường làm việc có bụi, bơi trơn
đạt u cầu nên chọn kbt=1,3.
kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)
 k = 1. 1. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,625
Như vậy ta có : Pt = P.k.kn..kz= 3,6.1,625.1,11.1,08=7,01 kW
Tra bảng 5.5 (tài liệu'tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí'), với
n01=400(vịng/phút).chọn bộ truyền xích một dãy có:
bước xích : 

p = 19,05 mm ;

đường kính chốt :

dc=5,96 mm ;

chiều dài ống :

B=17,75 mm ;

cơng suất cho phép : [P]=8,38 kW.
Thỏa mãn điều kiện mịn: Pt ¿ [P]=8,38 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax
c.Khoảng cách trục và số mắt xích:
Khoảng cách trục sơ bộ: a=40.p=40.19,05=762 mm
Theo cơng thức 5.12 (tài liêu tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí') số mắt
xích:
x =2.a/p + (z1 + z2)/2 + (z2- z1)2.p/(4 π 2.a)

11


x=2 .

2

762
23+69 ( 69−23 ) . 19 , 05
+
+
=127 , 34
19 , 05
2
4 . π 2 . 762

Lấy số mắt xích chẵn : Xc =128
Tính lại khoảng cách trục theo cơng thức 5.13(tài liêu tính tốn thiết kế hệ dẫn
động cơ khí'):

a=
*

[

√

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

{

¿

2

√[

a =0 , 25 .19 , 05 . 128−0,5 . ( 23+69 )+ 128−

(

Z 2 −Z 1

] (
2

π

)]

2

23+69
69−23
−2.
2
π

) }=858 ,55 (mm )
2

Để xích khơng chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
a = 0,003. a* = 0,003. 858,55 =2,575 mm
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a*- a= 858,55– 2,575 =856 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo cơng thức (5.14):
Z 1 . n1

i = 15 . Xc

=

23. 295 , 73
=3,5
15. 128
 imax=60 (bảng 5.9 theo tài liệu' tính tốn thiết kế hệ

dẫn động cơ khí')
2.1.3.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích

Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu

va đập khi vận hành).
Theo cơng thức (5.15):

Trong đó:

12


Theo bảng (5.2) tài liệu “Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí-T1”, ta có
Q=31,8 (kN), q1=1,9 (kg)
Hệ số tải trọng động kđ=1
Ft: Lực vòng:
v=

Z 1 . p . n1 23.19,05 .295,73
=
=2,16 (m/s)
60000
60000

F t=

1000. P 1000.3,43
=
=1587,96 (N)
v
2,16

Fv: Lực căng do lực li tâm gây ra: Fv=q1.v2=1,9.2,162=8,86 (N)
F0: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra:

F0=9,81.kf.q1.a=9,81.6.1,9.0,855=95,6 (N) (hệ số võng kf=6 do bộ truyền nằm
ngang)
Do đó.

s=

31800
=18,79> [ s ] =9,3
1.1587,96+ 95,6+8,86

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền.
2.1.4.Xác định thơng số của đĩa xích

Theo cơng thức (5.17), đường kính vịng chia:
d 1=

d 2=

p

19,05
=139,9 mm
π
π
sin ⁡( ) sin ⁡( )
Z1
23
p

=

19,05
=418,54 mm
π
π
sin ⁡( ) sin ⁡( )
Z2
69
=

Đường kính đỉnh răng:
d a 1= p [0,5+ cot ⁡(

13

π
)]=19,05 ¿
Z1


d a 2= p [0,5+ cot ⁡(

Bán kính đáy:
11,91(mm)

với

π
)]=19,05 ¿
Z2

tra theo bảng (5.2) tr78 ta được:

r =0,5025. d1 +0,05=0,5025.11,91+0,05=6,03(mm)

Đường kính chân răng:
d f 1=d 1−2 r=139,9−2.6,03=127,84 ( mm )
d f 2=d 2−2 r =418,54−2.6,03=406,48(mm)

2.1.5.Xác định lực tác dụng lên trục
F r=k x . F t trong đó:

kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích: kx =1,15 vì β ≤ 400.
=> F r=1,15.1587,96=1826,154(N )
2.1.6. Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Thơng số

Ký hiệu

Giá trị

Loại xích

----

Xích ống con lăn

Bước xích

p

19,05 (mm)

Số mắt xích

X

128

Chiều dài xích

L

Khoảng cách trục

a

856 (mm)

Số răng đĩa xích nhỏ

Z1

23

Số răng đĩa xích lớn

Z2

69

Đường kính vịng chia đĩa xích nhỏ

d1

139,9 (mm)

Đường kính vịng chia đĩa xích lớn

d2

418,54 (mm)

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích nhỏ

da1

148,12 (mm)

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích lớn

da2

427,64 (mm)

Bán kính đáy

r

6,03 (mm)

14


Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df1

127,84 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df2

406,48 (mm)

Lực tác dụng lên trục

Fr

1826,154 (N)

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
2.2.1. Chọn vật liệu:

Với đặc tính của động cơ đã chọn cùng yêu cầu của đầu bài ra và quan điểm
thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau
Cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1] ta chọn :
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241-285 có

σ b 1=850 MPa , σ ch 1=580 MPa

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 250
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB= 192-240 có
σ b 1=850 MPa , σ ch 1=580 MPa

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh
lớn thấp hơn 10-15 .Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB2 = 235
2.2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta có:
;

;

;

Trong đó
o

o

σ H lim và σ F lim :là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với

số chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 250
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 235
Vậy:

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Theo 6-5/93[TL1]:

Do đó:
15


Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
(Vì chọn vật liệu là thép)
Xác định hệ số tuổi thọ:
;
mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo cơng
thức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

Với

Ti :

là mơmen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

ni :

là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

ti :

tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

c :

số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Tính bánh răng bị động:

n1
NHE2 = 60C

u1

∑ t i ( T i / T max ) t i /∑ ti =60.
3

1455
4,92

3
8

.14400.(1.0,5+0,83. )=176,8.106

NHE2 > NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;
Lấy NHE2 = NHo2
NFE2

6
1455
3

(T
/T
)
∑
i
max ni t i = 60. 4,92 .14400.(1.0,5+0,8 . 8 )=152,8.10
=60C
6

NFE2 > NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự:
KFL1 =1
Tính bánh răng chủ động:
16

6


NHE1> NHE2 > NHo1
NFE1> NFE2 > NFo1
Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo cơng thức:
6-1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]

Trong đó:
ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1)
KxH

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

YR

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

KxF

:Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.

KFC

:Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ
SH ; S F

: Hệ số an tồn khi tính tiếp xúc bền uốn.
:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim

:Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1

và

Vậy ta có :

Thay số:

17

YR.Ys.KxF = 1


Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng nghiênh nên theo cơng thức 6-12
ta có

Ứng suất q tải cho phép:

Theo cơng thức 6-15a/96[TL1]

Trong đó
aw : khoảng cách trục
K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:
Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được
T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1= 22709,96
: Ứng suất tiếp xúc cho phép
u : Tỉ số truyền u = 4,92
bw là chiều rộng vành răng
18


=>

Chọn

❑bd=0,53.❑ba . ( u+1 )=0,53.0,3 . ( 4,92+1 )=0,94

: Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc
Tra bảng 6-7/98[TL1] =>
a w =K a ( u+1 ) .

Lấy tròn aw = 105 mm

√

T 1 K Hβ

3

2

[σ ¿¿ H ] . u .❑ba

√

=43. ( 4,92+1 ) . 3

22709,96.1,15
=104,67(mm)¿
2
504,5 .4,92.0,3

Theo công thức 6-17[TL1] ta có mơ đun bánh răng m=(0,01 0,02).aw = 1,05
2,1
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o .
Theo 6-31/103[TL1]
Số bánh răng nhỏ:
z 1=

2. aw .cosβ 2.105 . cos 10 °
=
=17,46
m.(u+1)
2.(4,92+1)

Lấy tròn z1=17
Số bánh răng lớn:
z 2=z 1 . u=17.4,92=83,64

Lấy tròn z2=83
Tỉ số truyền thực tế sẽ là:
um =

z 2 83
= =4,88
z 1 17

Tính lại góc nghiêng β:
cosβ =

m.(z 1+ z2 ) 2.(17+83)

=
=0,956
2. aw
2.105

=>β=17o
Góc ăn khớp tw tính theo cơng thức 6-26/101[TL1]
cosα tw =

z t . m . cosα ( 17+83 ) .2 . cos 20°
=
=0,8749=¿ α tw =26.5=26 ° 30
aw 2
2.105

19


Theo 6-33/105[TL1

Trong đó:
ZM :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số ZM tra
trong
bảng 6-5/96[TL1].
ZH :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
Ta có:α t =tan

−1

=20.8=20° 50
( tanα
cosβ )

tanβb=cosαt.tanβ=0,28 => βb = 16 o
tw: Góc ăn khớp tw=26o30
¿> Z H =

√

2.cos 16°
=1,55
sin ⁡( 2.26.5)

:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. Tính theo cơng thức636/105[TL1] mà:

[

ε α = 1,88−3,2.
Z ε=

√ √

( z1 + z1 )] . cosβ=[1,88−3,2.( 171 + 831 )] . cos 17=1,58
1

2

1
1

=
=0,79
εα
1,58

KH: Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức639/106[TL1]
Trong đó:
:Hệ số kể đến sự phân bố khơng đều của tải trọng trên bề rộng vành răng.
Tra bảng 6-7/98[TL1] =>
20


:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp. Bánh răng nghiêng =>

=1,13

:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số
theo công thức :
với

ν H =δ H . g 0 . v .

Vận tốc vòng :

√

tính

aw

um

Theo 6-40/106[TL1]
v=

π . d w 1 . n1 π .35,71 .1455
=
=2,72 ( m/ s )
60000
60000

với d = 2. a w = 2.105 =35,71
w1
um +1

4,88+1

Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9
Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]

√

105
=1,84 ( m/ s )
4,88
b w =❑ba . aw =0,3.105=31,5(mm)

v H =0,002.73 .2,72 .

K HV =1+

v H . bw . d w1
1,84.31,5 .35,71
=1+
=1,03
2.T 1 . K Hβ . K Hα
2.22709,96 .1,15 .1,13

Vậy
Thay số:
σ H =Z M . Z H . Z ε .

Ta có

√

2. T 1 . K H .(u m+ 1)
b w . um . d

2
w1

=274.1,55 .0,79 .
σ H <[ σ H ]

√

2.22709,96.1,33 .( 4,88+1)
=455,38
2

31,5.4,88 . 35,71

Theo cơng thức 6-43/108[TL1] ta có
Trong đó:
T1 : Mơmen xoắn trên trục chủ động

T1= 22709,96

m : Môđun pháp

m=2 (mm)
21


b w  : Chiều rộng vành răng

bw=31,5(mm)

d w 1  : Đường kính vịng lăn bánh chủ động

dw1=35,71 (mm)

1
1
 : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y ε = ε = 1,58 =0,63
α

Với ε α =1,58là hệ số trùng khớp ngang
β=17 ° →Y β =1−

Y β  : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

β
=0,88
140

YF1,YF2 :Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
Z V 1=

=19,4
3
cos β
Z V 2=94,9

Theo 6.18/109[TL1] ta có :
Với hệ số dịch chỉnh x1=0

Z1

x2=0
Y =4,08

Tra bảng 6-18 được YF 1 =3,6
F2

K F  : Hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF

=K Fβ .K Fα . K FV

Trong đó:
KFβ = 1,32 . Tra bảng 6-7/98[TL1] với ψ bd =0,94
Theo bảng 6.14/107[TL1] chọn
KFV = 1 +

với

Trong đó:

KF α = 1,4

ν F=δ F . g0 . V

√

aw
um

; v=2,72 ; g0=73
v F =0,006.73 .2,72.

√

105
=5,526 ( m/s )
4,88

5,526.31,5.35,71

=>KFV=1+ 2.22709,96.1,32 .1,4 =1,074

KF=1,32.1,4.1,074 = 1,969
Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất
Ys = 1,08- 0,0695 .ln (m) Với m =2 mm
Thay số Ys=1,08-0,0695.ln2 = 1,031
YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn yR= 1
( bánh răng phay )
22


YxF -Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. YxF = 1 do
da<400

Thay vào 6.43 ta có
σ F1=

2. T 1 . K F . Y ε . Y β .Y F 1 2.22709,96.1,969 .0,63 .0,88 .4,08
=
=89,9< [ σ F 1 ] =253 MPa
bw . d w 1 . m
31,5.35,71 .2

σ F 2 =σ F 1

Y F2
3,6
=89,9.
=79,3( MPa) < F2 =248,9 MPa
Y F1
4,08

Như vậy độ bền uốn thỏa mãn
Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1]
với Kqt = Tmax/T = 2,2
σ Hmax =σ H √ K qt =455,38. √ 2,2=675,43 < [σ H ]max =1260 MPa
σ F 1 max =σ F 1 . K qt =89,9.2,2=197,78<[σ F 1] max=265 MPa

σ F 2 max =σ F 2 . K qt =79,3.2,2=174,46<[σ F 2] max=241,7 MPa

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu
Thông số và kích thước bộ truyền:
Thơng số

Kí

Cơng thức tính

hiệu
Khoảng cách trục

a

chia

a= 0,5.(d2 + d1 )

Kết

Đơn

quả

vị

104,5

mm
mm

= 0,5m(z2 + z1)/cosβ

Mô đun

m

2

Tỉ số truyền

u

4,88

Khoảng cách trục

aw

105

mm

Đường kính chia

d

d1=m.z1/cosβ

35,55

mm

d2=m.z2/cosβ

173,6

mm

dw1=2.aw/(u+1)

35,71

mm

dw2= dw1.u

174,26

mm

Đường kính lăn

dw

23


Đường kính đỉnh

da

răng
Đường kính đáy

df

răng
Đường kính cơ sở

db

Góc nghiêng của

39,55

mm

177,6

mm

df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m

30,55

mm

df2=d2 - ( 2,5 - 2x2).m

168,6

mm

db1=d1cosα

33,4

mm

db2=d2cosα

163,1

mm

17

Độ

da1=d1+2(1+x1-

).m

da2=d2+2(1+x2-

).m

β

răng
Góc prơfin gốc

α

Theo TCVN1065-71

20o

Độ

Góc prơfin răng

αt

αt=arctg(tgα/cosβ)

2050

Độ

Góc ăn khớp

αtw

αtw=arccos(a.cosαt/aw)

2630

Độ

Số bánh răng

z1

17

Răng

z2

83

Răng

Tổng hệ số dịch

xt

0

mm

chỉnh

x1

0

mm

x2

0

mm

Hệ số trùng khớp

1,58

ngang
2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta có:
;

;

;

Trong đó
o

o

σ H lim và σ F lim :là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu

kì cơ sở
SH , SF là hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB3 = 250
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB4 = 235
Vậy:

24


Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Theo 6-5/93[TL1]:

Do đó:

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
(Vì chọn vật liệu là thép)
Xác định hệ số tuổi thọ:
;
mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 67/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

Với

Ti :

là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

ni :

là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

ti :

tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

c :

số lần ăn khớp trong 1 vịng quay

Tính bánh răng bị động:

n2
NHE4 = 60C

u2

∑ t i (T i / T max ) t i /∑ ti =60.
3

295,73
4,1

.12000.(1.0,5+0,83. )=35,9.106

NHE4 > NHo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL4 = 1;
Lấy NHE4 = NHo4
25

3
8