Đồ án nguyên lý chi tiết máy đề 3 tính toán hệ dẫn động băng tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP. HCM
KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY


MƠN HỌC: NGUN LÝ- CHI TIẾT MÁY
TIỂU LUẬN MƠN HỌC
TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: PGS.TS. Văn Hữu Thịnh
SVTH: Y Si Mê Ơn Bn Yă
MSSV: 20145380

Thành phố Hồ Chí Minh, Tháng 05 năm 2022



MỤC LỤC
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN ............. 4
1. Chọn động cơ điện ............................................................................................. 4
2. Phân phối tỉ số truyền ........................................................................................ 5
PHẦN 2: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH ...................................................... 8
1. Chọn loại xích.................................................................................................... 8
2. Chọn số răng đĩa xích ........................................................................................ 8
3. Xác định bước xích............................................................................................ 8
4. Khoảng cách trục và số mắt xích....................................................................... 9
5. Kiểm nghiệm xích về độ bền ........................................................................... 10
6. Các thơng số của đĩa xích ................................................................................ 11
7. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc ....................................................................... 11
8. Xác định lực tác dụng lên trục ......................................................................... 13
PHẦN 3: TÍNH TỐN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG ................................ 15
1. Chọn vật liệu.................................................................................................... 15

2. Xác định ứng suất cho phép ............................................................................ 15
3. Chiều dài cơn ngồi được tính theo công thức ................................................ 16
4. Xác định các thông số ăn khớp........................................................................ 18
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ............................................................. 19
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.................................................................... 21
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải........................................................................... 23
PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC ...................................... 26
1. Chọn vật liệu.................................................................................................... 26
2. Xác định tải trọng tác dụng lên trục ................................................................ 26
3. Lực tác dụng lên bộ truyền xích ...................................................................... 26
4. Tính sơ bộ trục................................................................................................. 26
5. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực .................................. 27


PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ điện:
2Fv

Công suất trên trục công tác:

P=

Công suất tĩnh:

Pt = P (tải trọng tĩnh)

1000

=

5500∗1,3
1000

= 7,15

Công suất cần thiết trên trục động cơ:
𝜂 = 𝜂𝐧𝐭 ∗ 𝜂𝐛𝐫 ∗ 𝜂𝐱 ∗ 𝜂𝟒ô = 𝟏 ∗ 𝟎, 𝟗𝟔 ∗ 𝟎, 𝟗𝟑 ∗ 𝟎, 𝟗𝟗𝟒 = 𝟎, 𝟖𝟓𝟕𝟔
𝐏𝐜𝐭 =

𝐏𝐭
𝜂

=

7,15

= 8,33(𝐤𝐖)

𝟎,𝟖𝟓𝟕𝟔

Tra bảng 2.1 ta được ηbrn = 0,96 (bộ truyền bánh răng côn); ηnt = 1; ηô = 0,99
(hiệu suất của 1 cặp ổ lăn); ηx= 0,93(bộ truyền xích), d= 0,96 (bộ truyền đai
thang)
Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ
Tốc độ quay của trục công tác:

𝐧=

𝟔𝟎𝟎𝟎𝟎𝐯
𝛑𝐃

Tỉ số truyền chung sơ bộ:

=

𝟔𝟎𝟎𝟎𝟎 ∗ 𝟏, 𝟑
𝛑 ∗ 380

= 65,33

Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng nón
răng thẳng, theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn ud = ux = 2,5 ; uh = ubm = 4

Hoặc

usb = ud ∗ uh = 10
usb = uh ∗ uX = 10


𝐧𝐬𝐛 = 𝐧 ∗ 𝐮𝐬𝐛 = 𝟔5,33 ∗ 𝟏𝟎 = 𝟔53 𝒗/𝒑𝒉

Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện:
𝑃đ𝑐 > 𝑃𝑐𝑡

𝑛đ𝑐 = 𝑛𝑠𝑏 = 750 ÷ 1000 𝑣/𝑝ℎ
𝑇𝑚𝑚
𝑇𝑑
= 1,0 ≤
𝑇
𝑇𝑑𝑚

Tra phục lục P1.3, chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha roto lồng sóc 50Hz
loại 4A160M8Y3:
𝐏đ𝐜 = 11 𝐤𝐖 ; 𝐧đ𝐜 = 730 𝐯/𝐩𝐡 có

2.Phân phối tỉ số truyền:

𝐓𝐤𝐝

𝐓𝐝𝐝

=𝟐

Tỉ số truyền chung:
𝐮=

𝐧đ𝐜
730 =11,17
=
𝐧
𝟔5,33

Chọn trước tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc
𝐮𝐡 = 𝐮𝐛𝐫𝐧 = 4

Tỉ số truyền xích 𝑢𝑥:

𝐮𝐱 =

𝐮

𝐮𝐡

=

𝟏1,17

Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

𝟒

= 2,8

𝐮𝐭 = 𝐮𝐱. 𝐮𝐡 = 𝟐, 8 ∗ 𝟒 = 𝟏1,2

∆𝐮 = |𝐮𝐭 − 𝐮| = |𝟏1,2 – 𝟏1,17| = 𝟎,03

Thỏa điều kiện về sai số cho phép: 9%
Số vòng quay của trục 1,2,3:
𝑛
730
𝑛 = đ𝑐 =
= 730 (v/ph)
1

𝑛 =
2

𝑛 =
3

𝑢𝑛𝑡
𝑛1

=

𝑢ℎ
𝑛2

𝑢𝑥

=

1
730

4
182

= 182 (v/ph)

= 65(v/ph)

2,8

Công suất của trục 1,2,3:
P3 = P = 7,15 (kW)


P

7,15

= 7,84 (kW)
0,992. 0,93
7,84
P =
=
= 8,25 (kW)
1
ηbr. ηô 0,96.0,99
P1 8,25
P =
=
= 8,33 (kW)
m
ηô 0,99
P2 =

η2ô. η X
P2

=

Momen xoắn của các trục và máy:
P1
8,25
T = 9,55.106.
= 9,55.106.
= 107928 (Nmm)

1
730
n1
P2
7,84
T = 9,55.106.
= 9,55.106.
=411384 (Nmm)
2
182
n2
P3
P
7,15
T = 9,55.106.
= 9,55.106.
= 9,55.106.
= 1050500 (Nmm)
3
65
n3
n3
Pm
T = 9,55.106.
= 9,55.106. 8,33 = 108974 (Nmm)
m
nđc
730
Bảng hệ thống số liệu
Trục

Động cơ

I

II

III

𝑢𝑥 = 2,8

182

65

Thông số
u

𝑢𝑛𝑡 = 1

𝑢ℎ = 4

n (v/ph)

730

P (kW)

8,33

8,25

7,84

7,15

T (Nmm)

108974

107928

411384

1050500

730


PHẦN 2:TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH
Thơng số đầu vào:
Cơng xuất của đĩa xích: 𝑃 = 7,84 𝑘𝑊 ( đĩ𝑎 𝑥í𝑐ℎ 𝑙ắ𝑝 𝑡𝑟ê𝑛 𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼)
Tốc độ quay của đĩa xích dẫn: 𝑛1 = 182 𝑣/𝑝ℎ
Tỉ số truyền u: 𝑢 = 𝑢𝑥 = 2,8

1. Chọn loại xích:

- Vì vận tốc thấp, khơng yêu cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn.
2. Chọn số răng đĩa xích:
Theo bảng 5.4, với 𝑢 = 2,8 ta chọn được số răng của đĩa xích nhỏ là z1=25

Từ số răng đĩa xích nhỏ ta chọn số răng đĩa xích lớn:
Chọn z2 = 70

𝑧2 = 𝑢𝑥 ∗ 𝑧1 = 2,8 ∗ 25 = 70 < 𝑧𝑚𝑎𝑥 = 120

3. Xác định bước xích

Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề và thể hiện
bằng công thức
Pt = P ∗ k ∗ kz𝑘𝑛 < [𝑃]

Trong đó

𝑃𝑡 𝑃 ∗ 𝑘 ∗ 𝑘𝑧 ∗ 𝑘𝑛
< [𝑃]
=
𝑘𝑑
𝑘𝑑

Kd: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy xích
Pt: cơng suất tính tốn (kW)
P: cơng suất của bộ truyền xích
[P]: cơng suất cho phép, tra bảng 4.5
k: hệ số sử dụng của bộ truyền xích
k = ko.ka.kđc.kbt.kđ.kc
Ta chọn:
ko = 1 (đường nối hai tâm đĩa xích so với phương ngang ≤ 60° ).


ka = 1 (chọn a = 40p )

kđc = 1: ( vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích )
kbt = 1,3 (mơi trường làm việc có bụi )
kđ = 1 ( tải trọng tĩnh, làm việc êm )
kc = 1,25 ( làm việc 2 ca )
𝑘 = 1. 1 . 1 . 1,3 . 1 . 1,25 = 1,625
𝑧
25
Hệ số răng 𝑘 = 01 = , 𝑣ớ𝑖 𝑧 = 25 là số đĩa xích nhỏ trong thực nghiệm,
=>

𝑍

𝑧1

𝑧1

25

𝑧1là số răng đĩa xích nhỏ.
25
25
𝑘 = = =1
𝑧

Hệ số vòng quay 𝑘𝑛 =

01

𝑧1

𝑛01
𝑛1

,

𝑣ớ𝑖 𝑛01 = 200 : số vịng quay của đĩa xích nhỏ trong thực nghiệm.
𝑛
200
𝑘 = 01 =
= 1,1
𝑛

𝑛1

182

Thay vào công thức

Pt = P ∗ k ∗ kz𝑘𝑛

Pt = 7,84 ∗ 1,625 ∗ 1 ∗ 1,1 = 14

Điều kiện chọn [P], với 𝑛01 = 200 𝑣/𝑝ℎ và [P] > 14 kW.Tra bảng 4.5, [P] =
19,3 kW > 14 kW với bước xích p = 31,75 mm.

Tuy nhiên bước xích p = 31,75 mm, đường kính đĩa xích bị dẫn lớn
𝑑2 =

31,75
sin(180°/70)

= 707 𝑚𝑚

Ta nên chọn p có trị số nhỏ và tang số đĩa xích bằng cách áp dụng công thức:
14
𝑃𝑡
≥
𝑘𝑑
[𝑃] = 4,8 = 3

Chọn 3 dãy xích có bước xích p = 19,05 mm
4. khoảng cách trục và số mắt xích:
Khoảng cách trục a thỏa điều kiện:

𝑎𝑚𝑖𝑛 ≤ 𝑎 ≤ 𝑎𝑚𝑎𝑥


Chọn khoảng cách trục a=40p
2𝑎 𝑧1 + 𝑧2
+ (𝑧 − 𝑧 2 𝑃
𝑥 =
+
)
2
1
𝑝
𝑧
4𝜋2𝑎
2.40𝑝

=

𝑝

25 + 70

+

2

+

(70 − 25)2. 𝑝
4𝜋2. 40𝑝

= 129 (𝑚ắ𝑐 𝑥í𝑐ℎ)

Tính lại khoảng cách trục a
2
𝑎 = 0,25. 𝑝 (𝑥 − 0,5(𝑧2 − 𝑧1 ) + √[𝑥 − 0,5(𝑧2 + 𝑧1 )] − 2 [

a = 883 mm

𝑧2−𝑧1 2
𝜋

] )

Để xích khơng chịu lực căng q lớn, khoảng cách trục a tính được ở trên cần
giảm bớt một lượng 𝛥𝑎 = 0,004 ∗ 𝑎 = 883 ∗ 0.004 ≈ 3

𝑎 = 883 − 3 = 880 𝑚𝑚

5. Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây
𝑧1𝑛1
≤ [𝑖]
𝑖=
15𝑥

Tra bảng 5.9 với bước xích p = 19,05 mm xích con lăn có [i] = 35 (1/s)
Do đó:

𝑖=

25.182
15.129

= 2,35 < [i] = 35 ( Thỏa điều kiện)

6. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Để đảm bảo cho xích khơng bị phá hỏng do q tải cần tiến hành kiểm
nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
S=

Q

 [S]

Kd .Ft +Fo +Fv

Tra bảng 5,2 ta có

Tải trọng phá hỏng :Q =108,0 KN = 108000 (N)
Khối lượng 1m xích : q = 5,8 (Kg)
Hệ số tải trọng động: Kđ = 1 (tải trọng tĩnh)
𝑧1. 𝑛1. 𝑝 25 ∗ 182 ∗ 19,05
=
= 1.44 𝑚/𝑠
60000
60000
Theo (4.17) 𝐹 = 1000P = 1000×7,84 = 5444(𝑁)
𝑡
𝑣
𝑣=

1,44


𝐹𝑣 = 𝑞 ∗ 𝑉2 = 5,8 ∗ 1,442 = 12 (𝑁)

𝐹0 = 9,81 ∗ 𝑘𝑓 ∗ 𝑞 ∗ 𝑎 = 9,81 ∗ 4 ∗ 5,8 ∗ 0,880 = 200.3 𝑁

𝑘đ = 1 (𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑡ĩ𝑛ℎ)

𝑘𝑓 = 4 ( 𝑔ó𝑐 𝑛𝑔ℎ𝑖ê𝑛𝑔 𝑠𝑜 𝑣ớ𝑖 𝑝ℎươ𝑛𝑔 𝑛𝑔𝑎𝑛𝑔 < 40° )
Hệ số an toàn 𝑆 =

108000

1∗5444+200,3+12

=19,1

Theo bảng 5.10 với p = 19,05 mm ; 𝑛1 = 182 𝑣/𝑝ℎ => [S] = 8,2
Vậy S = 19,1 > [S] = 8,2 : bộ truyền xích đảm bảo độ bền

7. Các thơng số của đĩa xích

Đường kính vịng chia của đĩa xích
𝑑1 =

𝑑2 =

𝑝

𝜋

𝑝

𝜋

sin(𝑧 )
1

sin (𝑧 )

19,05

= sin( 𝜋 ) = 152 𝑚𝑚
25

=

19,05
𝜋
sin ( )
70

2

= 425 𝑚𝑚

Đường kính vịng đỉnh răng :
𝜋
𝜋
)]
=
19,05.
[0,5
+
𝑐𝑜𝑡𝑔
(
)] = 160 𝑚𝑚
𝑑𝑎1 = 𝑝 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 (
𝑧1
25
𝑑𝑎1 = 𝑝 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 ( 𝜋 )] = 19,05. [0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 ( 𝜋 )] = 434 𝑚𝑚
𝑧2

70

Đường kính vịng chân răng:

𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2𝑟 = 152 – 2*6,03 = 139,94 𝑚𝑚

𝑑𝑓2 = 𝑑2 − 2𝑟 = 425 – 2*6,03 = 412,94 𝑚𝑚

Tra bảng 5.2 ta có:

𝑑1 = 11,91𝑚𝑚 𝑣à 𝑏á𝑛 𝑘í𝑛ℎ đá𝑦 𝑟 = 0,5025𝑑1 + 0,05 = 6,03 𝑚𝑚

8. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện lực:
σH= 0,47√kr(Ft.Kđ+Fvđ)E/(Akd) ≤ [σH]


Với
kr: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc z, tra bảng sau:
Z
kr

15

20

30

40

50

60

0,59

0,48

0,36

0,29

0,24

0,22

𝑧1 = 25 => 𝑘𝑟 = 0,42;

𝐹𝑡 = 5444 𝑁 ;

𝐾𝑑 = 2,5 (𝑏ộ 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑐ó 3 𝑑ã𝑦 𝑥í𝑐ℎ), 𝑙ự𝑐 𝑣𝑎 đậ𝑝 𝑡𝑟ê𝑛 1 𝑑ã𝑦 𝑥í𝑐ℎ
Fvđ - lực va đập trên m dãy xích (N) tính theo cơng thức

-7
3
Fvđ = 13.10 n 1p = 13 . 10−7. 182 . 19,053 = 1,63 𝑁

2E1E2

E=

E1 +E2

- môđun đàn hồi (MPa) với E1, E2 là môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và
răng đĩa xích;
A (mm2) - diện tích chiếu của bản lề, tra Bảng 5.12.
𝐸 = 2,1 . 105 𝑀𝑃𝐴;

𝐴 = 265𝑚𝑚2

𝜎𝐻 = 0,47√0,42. (5444 + 1,63). 2,1.105/(265 ∗ 2,5)

= 323

𝑀𝑃𝑎

Như vậy, dùng thép 45 tơi cải thiện có [𝜎𝐻] = 500 𝑀𝑃𝐴, đảm bảo được bộ bền

tiếp xúc.

9. Xác định lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng lên trục:
F = k F = 6.107.
r

Trong đó:

x t

kx P
zpn

(4.22)

kx là hệ số kể đến trọng lượng xích.

𝐹𝑟 = 1,15 ∗ 5444 = 6260,6 𝑁
Trong đó bộ truyền nghiêng 1 góc < 40°: 𝑘𝑥 = 1,15


Các thơng số bộ truyền xích
Thơng số
Khoảng cách trục

Kí hiệu

Trị số

a (mm)

880

Số răng đĩa xích dẫn

z1

25

Số răng đĩa xích bị dẫn

z2

70

Tỉ số truyền

u

2,8

Số mắt xích

x

129

Đường kính vịng chia đĩa xích dẫn

d1

152

Đường kính vịng chia đĩa xích bị dẫn

d2

425

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích dẫn

da1

160

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích bị dẫn

da2

434

Đường kính vịng chân răng đĩa xích
dẫn
Đường kính vịng chân răng đĩa xích
dẫn
Bước xích
Số dãy xích

df1
df2
p (mm)

139,94

412,94

19,05
3


PHẦN 3: TÍNH TỐN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
Thơng số đầu vào:
Công suất của động cơ 𝑃1 = 8,25 𝑘𝑊 ( đĩ𝑎 𝑥í𝑐ℎ 𝑙ắ𝑝 𝑡𝑟ê𝑛 𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼)

Tốc độ quay của bánh răng dẫn : 𝑛1 = 730 𝑣/𝑝ℎ
Tỉ số truyền u : 𝑢 = 𝑢ℎ = 4

1. Chọn vật liệu: (tra bảng 6.1)

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, 𝐻𝐵 = 241 ÷ 285 ,𝜎𝑏1 = 850 𝑀𝑃𝑎, 𝜎𝑐ℎ1 =
580 𝑀𝑃𝑎

Bánh lớn: thép 45 tơi cải thiện, 𝐻𝐵 = 192 ÷ 240 ,𝜎𝑏2 = 750 𝑀𝑃𝑎, 𝜎𝑐ℎ2 =
450 𝑀𝑃𝑎

2. Xác định ứng suất cho phép

Tra bảng 6.2 với 45 tôi cải thiện 𝐻𝐵 = 181 ÷ 350 ta có
𝜎0
= 2𝐻𝐵 + 70,𝑆𝐻 = 1,1,𝜎0 = 1,8𝐻𝐵,𝑠𝐹 = 1,75
𝐻𝑙𝑖𝑚

𝐹𝑙𝑖𝑚

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245; độ rắn bánh lớn HB2 = 240, khi đó:
𝜎0
= 2𝐻𝐵1 + 70 = 560 𝑀𝑃𝑎, 𝜎0
= 2𝐻𝐵2 + 70 = 550 𝑀𝑃𝑎
𝐻𝑙𝑖𝑚1

𝜎0

𝐹𝑙𝑖𝑚1

= 1,8𝐻𝐵1 = 441 𝑀𝑃𝑎,

𝜎0

𝐻𝑙𝑖𝑚2

𝐹𝑙𝑖𝑚2

= 1,8𝐻𝐵2 = 432 𝑀𝑃𝑎

Theo công thức 6.5𝑁𝐻𝑜 = 30𝐻2,4
𝐻𝐵, ta có

2,4 = 30 ∗ 2452,4 = 1,62 ∗ 107
𝑁𝐻𝑜1 = 30𝐻𝐻𝐵1
2,4 = 30 ∗ 2402,4 = 1,55 ∗ 107
𝑁𝐻𝑜2 = 30𝐻𝐻𝐵2

Theo 6.6 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐹𝐸 = 60𝑐𝑛𝑡𝛴

Tổng số giờ làm việc của bánh răng: 𝑡𝛴 = 2 . 6 . 300. 7 = 25200 giờ
𝑁𝐻𝐸1 = 60 ∗ 1 ∗ 730 ∗ 25200 = 110,376 ∗ 107

𝑁𝐻𝐸1 > 𝑁𝐻𝑂1 𝑑𝑜 đó 𝐾𝐻𝐿1 = 1

Tương tự, ta có 𝑁𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝑂2 𝑑𝑜 đó 𝐾𝐻𝐿2 = 1
Vậy, theo 6.1 xác định được:
°
[𝜎𝐻 ] = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚
𝐾𝐻𝐿 /𝑆𝐻

[𝜎𝐻]1 =

560 ∗ 1
1,1

= 509,1 𝑀𝑃𝑎


550 ∗ 1

= 500 𝑀𝑃𝑎
1,1
Do là bộ truyền bánh răng côn thẳng nên chọn giá trị nhỏ trong 2 giá trị
[𝜎𝐻]2 =

trên:[𝜎𝐻 ] = 500 𝑀𝑃𝑎

Tương tự: 𝑁𝐹𝐸 = 60𝑐𝑛𝑡𝛴

Ta tính được: 𝑁𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂2 𝑑𝑜 đó 𝐾𝐹𝐿2 = 1
Tương tự 𝐾𝐹𝐿1 = 1

Theo 6.2 vì bộ truyền quay 1 chiều 𝐾𝐹0 = 1, ta được:
°
[𝜎𝐹 ] = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚
𝐾𝐹𝐶 𝐾𝐹𝐿/𝑆𝐹

[𝜎𝐹 ]1 =

[𝜎𝐹 ]2 =

441 ∗ 1 ∗ 1

1,75
432 ∗ 1 ∗ 1
1,75

= 252 𝑀𝑃𝑎

= 246,85 𝑀𝑃𝑎

Ứng suất quá tải cho phép được xác định theo (6.13) và (6.14)
[𝜎𝐻 ]𝑚𝑎𝑥 = 2,8𝜎𝑐ℎ2 = 2,8 . 450 = 1260 𝑀𝑃𝐴

[𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ1 = 0,8 . 580 = 464 𝑀𝑃𝐴
[𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ2 = 0,8 . 450 = 360 𝑀𝑃𝐴

3. Chiều dài cơn ngồi được tính theo cơng thức (6.52a)
3

𝑅 = 𝐾 √𝑢2 + 1 𝑇 𝐾 /[(1 − 𝐾 )𝐾 𝑢[𝜎
√ 1 𝐻𝛽
𝑒
𝑅
𝑏𝑒
𝑏𝑒

]2 ]
𝐻

Trong đó: 𝐾𝑅 = 0,5𝐾đ với 𝐾𝑑 = 100𝑀𝑃𝐴1/3 (bộ truyền bánh răng côn bằng

thép). Chọn 𝐾𝑏𝑒 = 0,3 (Kbe chỉ thay đổi trong phạm vi hẹp Kbe = 0,25 ÷ 0,3 với
u<3)

𝐾𝑏𝑒𝑢

2−𝐾𝑏𝑒

=

0,3 . 4
2−0,3

= 0,705

Theo Bảng 6.21 chọn KH = 1,18 (trục bánh răng côn lắp trên ổ đĩa, sơ đồ I, HB <
350)
T1 – mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn
9,55.106𝑃1 9,55.106. 8,25
𝑇1 =
=
= 107928 𝑁𝑚𝑚
𝑛1
730


Ta tính được:
𝑅 = 50. √42 + 1

3

𝑒

107928 . 1,18

√(1−0,3).0,3.4.5002

4. Xác định các thông số ăn khớp

= 174,5 𝑚𝑚

Số răng bánh dẫn:
𝑑𝑒1 =

2𝑅𝑒

√1+𝑢2

2 . 174,5

=

√1+42

= 84,64 𝑚𝑚

Với 𝑑𝑒1 = 84,64 𝑚𝑚, 𝑢 = 4 ta tra bảng 6.22 được z1p = 17
Với HB<350, z1= 1,6z1p=1,6*17=27

Đường kính trung bình và mơ đun trung bình :

𝑑𝑚1 = (1 − 0,5𝐾𝑏𝑒)𝑑𝑒1 = (1 − 0,5 . 0,3). 84,64 = 72 𝑚𝑚
𝑑
72
𝑚 = 𝑚1 = = 2,6 𝑚𝑚
𝑡𝑚

𝑚𝑡𝑒 =

𝑧1

27

𝑚𝑡𝑚

1−0,5𝐾𝑏𝑒

=

2,6

1−0,5.0,3

Theo bảng 6.8 chọn mte = 3 mm

= 3 𝑚𝑚

Tính lại:

𝑚𝑡𝑚 = 𝑚𝑡𝑒. (1 − 0,5𝐾𝑏𝑒) = 3 ∗ (1 − 0,5 ∗ 0,3) = 2,55 𝑚𝑚

𝑑𝑚1 = 𝑚𝑡𝑚. 𝑧1 = 2,55 .27 = 69 𝑚𝑚

Số răng bánh bị dẫn:

Do đó tỉ số truyền 𝑢𝑚 =

Sai số tỷ số truyền ∆𝑢 =
Góc cơn chia:

𝑧2 = 𝑢 ∗ 𝑧1 = 4 ∗ 27 = 108
108

27
𝑢−𝑢𝑚
𝑢

=4

.100% < 2% .(sai số cho phép của đề bài)

𝑧

𝛿1 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 ( 1 ) = 14,03 = 14°2’
𝑧2

𝛿2 = 90° − 𝛿1 = 75°58′

Chiều dài cơn ngồi thực:

𝑅𝑒 = 0,5𝑚𝑡𝑒√𝑧2 − 𝑧2 = 0,5 . 3. √1082 − 272 = 156,86 𝑚𝑚
2

1

5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng được tính theo cơng thức (6.58):


2𝑇1𝐾𝐻√𝑢2+1

𝜎𝐻 = 𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝗌 √

2 𝑢
0,85𝑏𝑑𝑚1

𝑍𝑀 = 274𝑀𝑃𝑎1/3 (tra bảng 6.5) không dịch chỉnh
1
1
1
1
𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2 ( + )] 𝑐𝑜𝑠𝛽𝑚 = 1,88 − 3,2 ( +
) = 1,73
𝑧1 𝑧 2
27 108

Theo (6.59a) 𝑍 = √4−𝗌𝛼 = √4−1,73 = 0,869
𝗌
3

3

Theo (5.67) 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝑣

Với bánh răng côn thẳng 𝐾𝐻𝛼 = 1

Vận tốc vịng tính theo cơng thức (6.40):
v=

𝜋𝑑𝑚1𝑛1
60000

=

3,14 . 69 . 730

= 2,6 𝑚/𝑠

60000

Chọn cấp chính xác theo vận tốc vịng, bảng 6.13:cấp chính xác7
Theo (6.42) 𝑢𝐻 = 𝛿𝐻𝑔𝑜𝑣√𝑑𝑚1(𝑢 + 1)/𝑢

𝛿𝐻 − Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15, δH = 0,006.

go − hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng
6.16, go = 47 (cấp chính xác 7)

Thay các trị số trên, ta được:

69(4+1)

𝑣𝐻 = 0,006 . 47 . 2,6 . √

= 6,8

4

b – chiều rộng vành răng

𝑏 = 𝐾𝑏𝑒𝑅𝑒 = 0,3 . 156,86 = 47,058 𝑚𝑚. 𝐿ấ𝑦 𝑏 = 48 𝑚𝑚
𝑣𝐻𝑏𝑑𝑚1 = 1 + 6,8 . 48 . 69
= 1,1
𝐾𝐻𝑣 = 1 +
2 . 107928 . 1,18 . 1
2𝑇1 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼

𝐷𝑜 đó 𝐾𝐻 = 1,18 . 1. 1,1 = 1,3
Ứng suất tiếp xúc:

𝜎𝐻 = 274. 1,76. 0,869. √

=> 𝜎𝐻 > [𝜎𝐻 ] = 500𝑀𝑃𝑎

2.107928.1,35.√42+1
0,85.48.692.4

= 521,11 𝑀𝑃𝑎

6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được tính
theo cơng thức (6.65):
𝜎𝐹1 =

Với trị số

2𝑇1𝐾𝐹𝑌𝗌𝑌𝛽𝑌𝐹1

≤ [𝜎𝐹1 ]

0,85𝑏𝑑𝑚1𝑚𝑛𝑚

𝐾𝑏𝑒𝑢

2−𝐾𝑏𝑒

=0,705 tra bảng (5.19), 𝐾

lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350)

𝐹𝛽

= 1,17 (giả sử trục bánh răng côn

𝐾𝐹𝛼 = 1 - bánh răng côn răng thẳng

𝐾𝐹𝑣 = 1 +

𝑣𝐹𝑏𝑑𝑚1

: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng

2(𝑇1𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼)

ăn khớp, tính theo cơng thức (6.68).
Với

𝑣𝐹 = 𝛿𝐹. 𝑔𝑜. 𝑣. √𝑑𝑚1(𝑢 + 1)/𝑢

𝛿𝐹 : ℎệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15;
δF = 0,016.

go − hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng
6.16, go = 47 (cấp chính xác 7)
𝑣𝐹 = 0,016 . 47 . 2,6. √

𝐾

𝐹𝑣

=1+

18,16 . 47 . 69

69 . (4+1)

= 18,16

4

= 1,23

2.107928.1,17.1

Do đó 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼 𝐾𝐹𝑣 = 1,17 . 1 . 1,23 = 1,43
Với răng thẳng 𝑌𝛽 = 1

𝑌𝗌 =

1

𝗌𝛼

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εα – hệ số trùng khớp ngang,

theo (5.66)

1
1
1
1
) = 1,73
𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2 ( + )] 𝑐𝑜𝑠𝛽𝑚 = 1,88 − 3,2 ( +
𝑧 1 𝑧2
27 108
1
1
𝑌𝗌 = =

= 0,58
𝜀𝛼 1,73
Số răng của bánh răng tương đương:
𝑧𝑣𝑛1 =

𝑧1

𝑐𝑜𝑠𝛿1

=

27
𝑐𝑜𝑠14,03

= 32,83


𝑧𝑣𝑛2 =

𝑧2

𝑐𝑜𝑠𝛿2

=

= 440,27

108
𝑐𝑜𝑠75,8

Chọn bánh răng không dịch chỉnh, tra bảng 6.18 ta được YF1 =3,75; YF2 = 3,6
2 .107928 . 1,59 . 0,58 . 1 . 3,75
𝜎𝐹1 =
= 80,44 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹1] = 252 𝑀𝑃𝑎
0,85 . 48. 69 . 2,55
𝜎 𝑌
3,6
𝜎 = 𝐹1 𝐹2 = 80,44. = 77,22 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 ] = 246,85 𝑀𝑃𝑎
𝐹2

𝑌𝐹1

𝐹2

3,75

Thỏa độ bền uốn.

7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải 𝐾𝑞𝑡 =

𝑇𝑚𝑎𝑥
𝑇

= 1,8

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
phải thỏa điều kiện (5.42):
𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻√𝐾𝑞𝑡 = 521,11 . √1,8 = 699,1 𝑀𝑃𝑎 < 1260 𝑀𝑃𝑎 = [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥

Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43):

𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 . √𝐾𝑞𝑡 = 80,44. √1,8 = 107,92 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 464 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2. √𝐾𝑞𝑡 = 77,22 . √1,8 = 103,6 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 360 𝑀𝑃𝑎

Thỏa điều kiện cho phép

8. Các thông số và kích thước bộ truyền
Chiều dài cơn ngồi
Mơđun cơn ngoài

Re = 156,86 𝑚𝑚

Chiều rộng vành răng

𝑚𝑡𝑒 = 3 𝑚𝑚
b = 48 mm

Tỉ số truyền

u=4

Góc nghiêng của răng

=0

Số răng bánh răng

Z1= 27

Z2 = 108

Hệ số dịch chỉnh

X1 = x2 = 0

Góc cơn chia

δ1 = 14°2′

δ2 = 75°58′


PHẦN 4: TRỤC

ሬ𝑭ሬሬ𝒂ሬ𝟐Ԧ

ሬ𝑭ሬሬ𝒕ሬ𝟐Ԧ

ሬ𝑭ሬሬ𝒓ሬ𝟐Ԧ


1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tơi cải thiện có độ bền 𝜎𝑏 = 850 𝑀𝑃𝑎 ,
giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 580 𝑀𝑃

Ứng suất xoắn cho phép [𝑟] = 15 … 30 𝑀𝑃𝑎

2. Xác định tải trọn tác dụng lên các trục:

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn răng thẳng( bánh dẫn):
2𝑇1 2 ∗ 107928
𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 =
= 3128,3 𝑁
𝑑𝑚1 =
69

𝐹𝑟1 = 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑡1 ⋅ 𝑡𝑔𝛼𝑐𝑜𝑠𝛿1 = 3128,3 ∗ 𝑡𝑔200 ∗ 𝑐𝑜𝑠14,03 = 1104,64 𝑁

𝐹𝑎1 = 𝐹𝑟2 = 𝐹𝑡1 ⋅ 𝑡𝑔𝛼𝑠𝑖𝑛𝛿1 = 3128,3 ∗ 𝑡𝑔200 ∗ 𝑠𝑖𝑛14,03 = 276,03 𝑁
2 ∗107928
2𝑇1
= 0,25 ∗
= 599,6 𝑁
𝐹 = 0,25 ∗
𝑘
𝐷𝑡
90

3.Lực tác dụng lên bộ truyền xích:
𝐹𝑟 = 𝑘𝑥 ⋅ 𝐹𝑡 =

6107𝑘𝑥𝑃
𝑧𝑝𝑛

4.Tính sơ bộ trục:

= 1,15 ∗ 1183 ∗ 3 = 4081,35 𝑁

Đường kính trục được xác định:

3 9,55. 106 ∗ 𝑃
𝑇
𝑑≥√
=√
(𝑚𝑚)
0,2 ∗ [𝑟]
0,2 ∗ [𝑟] ∗ 𝑛
3

9,55 ∗ 106 ∗ 8,25
𝑑1 = √
= 33,01 𝑚𝑚 𝑐ℎọ𝑛 𝑑1 = 35 𝑚𝑚
0,2 ∗ 15 ∗ 730
3

3

𝑑2 = √

9,55 ∗ 106 ∗ 7,84
0,2 ∗ 15 ∗ 182

= 51,56 𝑚𝑚 𝑐ℎọ𝑛 𝑑2 = 55 𝑚𝑚

5. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ bảng 10.3 ta chọn:
- k1 = 10 (mm)
- k2 = 5 (mm)

- k3 = 10 (mm)
- hn = 15 (mm)
- Chiều dài mayơ bánh răng côn trên trục I:
lm13 = (1,2…1,4)*d1 = (1,2 ÷ 1,4)*35 = (42 ÷ 49) mm
Chọn lm13 = 45 (mm)
- Chiều dài mayơ nửa nối trục đàn hồi trên trục I:
lm12= (1,4…2,5)*d1 = (1,4…2,5)*35 = (49 ÷87,5) mm
Chọn lm12 = 80 mm
- Chiều dài mayơ bánh răng cơn trên trục II:
lm23 = (1,2…1,4)*d2 = (1,2 ÷ 1,4)*55 = (66 ÷77) mm
Chọn lm23 = 70 (mm)
- Chiều dài mayơ đĩa xích trên trục II:
lm22 = lm24 = (1,2…1,5)*d2 = (1,2…1,5)*55 = (66 ÷ 82,5) mm
Chọn lm22 = lm24 = 75 mm
- Xác định chiều dài các trục:
+ Trục I:
lc12 = 0,5*( lm12 +b0) + k3 +hn = 0,5*(80 + 21) + 10 + 15 = 75,5 (mm).
Chọn lc12 = 76 mm
l12 = -lc12 = 76 mm
l11 = (2,5÷ 3)*d1 = (2,5÷ 3) ∗ 35 = (87,5÷ 105) (mm). Chọn l11 = 95
(mm)
l13 = l11 + k2 +k1 + lm13 +0,5(b0 – b13cos𝛿1)
= 95 + 5 + 10 + 45 + 0,5[21 – 49cos (14°2′)] = 142 (mm)
+ Trục II:
l22 = 0,5*(lm22 + b0) + k3 + hn = 0,5*(75 + 29) + 10 + 15 = 77 (mm)
l23 = 0,5(b0 – b13cos𝛿2) + k2 + k1 + lm23
= 0,5*[29 – 49cos(75°58′)] + 5 + 10 + 70 = 93 (mm)
l21 = lm23 + b0 −𝑏13 cos 𝛿2+ 2k1 + 2k2 + 2Recos𝛿2
= 70 + 29 −49. cos(75°58′)+2.10+ 2*5 +2*162,31*cos(75°58′) =197 mm

Xác định cho trục I
Xét mặt phẳng yOz
𝑀

𝑎1

= 𝐹 𝑑𝑚1 = 276,03 ∗ 0,068 = 9,38 𝑁𝑚
𝑎1
2
2

∑ 𝑀𝐵 = 𝐹𝑟1 ∗ (𝑙13) − 𝑀𝑎1 − 𝑌𝐶 ∗ (𝑙11) = 0

<=> 110,64 ∗ (0,142) – 9,38 − 𝑌𝐶 ∗ (0,095) = 0
<=> 𝑌𝐶 = 45,67 𝑁

∑ 𝐹𝑌 = 𝑌𝐵 − 𝑌𝐶 + 𝐹𝑟1 = 0

Xét mặt phẳng xOz:

<=> 𝑌𝐵 – 45,67 + 110,64 = 0
<=> 𝑌𝐵 = -64,97 𝑁

∑ 𝑀𝐵𝑥 = 𝐹𝑘 ∗ (𝑙12) − 𝑋𝐶 ∗ (𝑙11) + 𝐹𝑡1 ∗ (𝑙13) = 0

<=> 599,6 ∗ (0,076) − 𝑋𝐶 ∗ (0,095) + 3128,3 ∗ (0,142) = 0
=> 𝑋𝐶 = 5155,66 𝑁

∑ 𝐹𝑋 = −𝐹𝑘 + 𝑋𝐵 − 𝑋𝐶 + 𝐹𝑡1 = 0

<=> −599,6 + 𝑋𝐵 – 5155,66 + 3128,3 = 0
=> 𝑋𝐵 = 2626,96 𝑁


Trục II
𝑑𝑚2 = 𝑚𝑡𝑚 ∗ 𝑧2 = 2,55 ∗ 108 = 275 𝑚𝑚 = 0,275 𝑚
𝑀 = 𝐹 ∗𝑑𝑚2 = 110,64 ∗ 0,275 =15,21 𝑁𝑚
𝑎2
𝑎2
2
2
4081,35
𝐹𝑟
∗ cos(180 − 145) = 1671,62𝑁
𝐹 = ∗ cos(180 − @) =
𝑥𝑥
2
2
𝐹

𝑥𝑦

=

𝐹𝑟
2

Xét mặt yOz

∗ sin(180 − @) =

4081,35
2

∗ sin(180 − 145) = 1170,49 𝑁

∑ 𝑀𝐵 = −𝐹𝑥𝑦 ∗ (𝑙22) − 𝐹𝑟2 ∗ (𝑙23) + 𝑀𝑎2 − 𝑌𝐷 ∗ (𝑙21) + 𝐹𝑥𝑦 ∗ (𝑙22 + 𝑙21) = 0

<=> −1170,49 ∗ (0,077) – 276,03 ∗ (0,093) + 15,21 -𝑌𝐷 ∗ (0,197)
+ 1170,49 ∗ (0,077 + 0,197) = 0

=> 𝑌𝐷 = 1117,38 𝑁

∑ 𝐹𝑌 = 𝐹𝑥𝑦 - 𝑌𝐵 − 𝐹𝑟2 − 𝑌𝐷 + 𝐹𝑥𝑦 = 0

<=> 1170,49 − 𝑌𝐵 – 276,03 – 1117,38 + 1170,49 = 0
Xét mặt xOz

=> 𝑌𝐵 = -105,43 𝑁

∑ 𝑀𝑩 = −𝐹𝑥𝑥 ∗ (𝑙22) − 𝐹𝑡2 ∗ (𝑙23)−𝑋𝐷 ∗ (𝑙21)+𝐹𝑥𝑥 ∗ (𝑙22 + 𝑙21) = 0

<=> −1671,62 ∗ (0,077) – 3128,3 ∗ (0,093) − 𝑋𝐷 ∗ (0,197) + 1671,62
∗ (0,197 + 0,077) = 0

=> 𝑋𝐷 = 194,8 𝑁

∑ 𝐹𝑋 = 𝐹𝑥𝑥 − 𝑋𝐵 − 𝐹𝑡2 − 𝑋𝐷 + 𝐹𝑥𝑥 = 0

<=> 1671,62 − X𝐵 – 3128,3 – 194,8+ 1671,62 = 0
=> 𝑋𝐵 = 19,52 𝑁


𝑇2(𝑁. 𝑚)