(TIỂU LUẬN) đồ án môn học CHI TIẾT máy THIẾT kế hệ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG cơ KHÍ

BỘ CƠNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CƠNG NGHIỆP TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
------------------

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Sinh viên thực hiện: 1/Phạm Thành Nhân

MSSV: 19478601

2/Nguyễn Thanh Vĩ

18000365

3/Nguyễn Thê Gia Hoàng

17024501

Lớp học phần:

4203002907

Giáo viên hướng dẫn: Phạm Thanh Tuấn

Ký tên:

1

……………


ĐỀ 06: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
1
2

3

4
5
T

T

t

Hình 1. Sơ đồ hệ thống
Hình 2. Sơ đồ tải trọng
Hệ thống dẫn động gồm:
1.
2.
3.
4.
5.

Động cơ điện
Bộ truyền đai
Hộp giảm tốc
Khớp nối

Thùng trộn

Số liệu thiết kế:


Công suất trên trục thùng trộn, P (kW): 2.8
2






Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (vg/ph): 44
Thời gian phục vụ, L (năm): 7
Hệ thống 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:
T=const
YÊU CẦU:
01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0, 01 bản vẽ chi tiết.
NỘI DUNG THUYẾT MINH:
2. Tìm hiểu hệ thống truyền động.
3. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.
4. Tính tốn thiết kế các chi tiết máy:
 Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi
 Tính tốn thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc
 Tính tốn thiết kế trục và then
 Chọn ổ lăn và khớp nối

 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
5. Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép.
6. Tài liệu tham khảo.

BẢNG SỐ LIỆU
Phương án

P
(kW)

n
(vg/ph
)

L
(năm)

1

2,4

30

5

2

3,4

40

6

3

4,4

50

7

3


4

5,4

60

5

5

2,6

32

6

6

3,6

42

7

7

4,6

52

5

8

5,6

34

6

9

2,8

44

7

10

3,8

54

5

11

4,8

36

6

12

3

46

7

13

4

56

5

14

5

38

6

15

3,2

48

7

16

4,2

58

5

17

5,2

31

6

18

3,4

41

7

19

4,4

51

5

20

5,4

33

6

4


NG
ƯƠ1: CH N ĐỌ NGỘC VÀƠPHÂN PHỐỐI T SỐỐ
Ỉ TRUYỀỀN

CH

1. CHỌN ĐỘNG CƠ.
* Ch nọhi uệsuấất c ủa h ệthốấng.
4

3

η= ηol ηkn ηbr ηđ

Trong đó :





ηol=0,99 : Hi u
ệ suấất ổ lăn được che kín
ηkn =1 : Hi uệsuấất kh ớ
p nốấi
ηbr =0,96 : Hi uệsuấất b ộtruyềền bánh răng tr ụ được che kín
ηđ =0,95 : Hi uệsuấất b ộtruyềền đai
4

3

η=0,99 .1 . 0,96 .0 .95=0.807

• Cống suấất trền thùng trộn: Plv =2,8(kW )
• Sốấ vịng quay trền trùng trộn: nct =44( vg / p)
* Cống suấất cấền thiềất:
Pct =

P lv
2,8
=
=3,47(kW )
η 0,807

* T sốấ
ỉ truyềền chung
uc =u hs . uđ = ( 8 ÷ 40 ) . ( 3 ÷5 )=( 24 ÷ 200)

* Sốấ vịng quay s ơ b ộ c ủa động c ơ:
nsb =nct . uc =44. ( 24 ÷ 200 ) =( 1056 ÷ 8800)
¿>n sb=1500

(vg/ph)

* Ch ọn đ ộng c ơđi ện, b ng
ả thống sốấ động c ơ điện:
Kiểu động cơ

4A100L4Y3

Cống suấất
(kW)

4

V ận tốấc quay
(vg/ph)

cos φ

1420

0,84

5

�%
84

T max

T đm

T đm

Tk

2,2

2,0


2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
- Tỉ số truyền của hệ thống:
uht =

n đc 1420
=
=32,273
44
n ct

- Chọn tỉ số truyền cấp nhanh và chậm cho hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi với uhs=10
u1=3,58 ; u2=2,79

- Chọn tỉ số truyền của đai:
uđ =

uht 32,273
=
=3,227
uhs
10

- Kiểm tra sai số cho phép:
ut =uđ .u1 . u2=3,227 . 3,58 .2,79 =32,232

∆ u=

u ht−ut
32,273−32,232
100 %=
100 %=0,127 %
32,232
ut

Thỏa mãn sai số cho phép: 0,127% < 0,3%

3. L ẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.
* Tính tốn cơng suấất trên các trục:
P

2,8
lv
- Cống suấất trền trục 3: PIII = η . η = 1.0,99 =2,828(kW )
kn
ol
P

2,828
III
- Cống suấất trền trục 2: PII = η .η = 0,99.0,96 =2,976(kW )
ol
br

- Cống suấất trền trục 1: PI =

P II

ηol . η

2
br

=

2,976
=3,262(kW )
2
0,99. 0,96

* Tính tốn sơấ vịng quay các trục:
- Sốấ vòng quay trục 1: n I =

nđc 1420
=
=440 (vg/ph)
uđ 3,227
n

440
I
- Sốấ vòng quay trục 2: n II= = 3,58 =123 (vg/ph)
u1
n

123
II
- Sốấ vòng quay trục 3: n III= = 2,79 =44 (vg/ph)

u2

6


- sốấ vòng quay tr ục cống tác: nlv =

nIII 44
= =44
u kn 1

(vg/ph)

* Tính tốn Momen xoắấn trên các trục:
- Momen xoăấn trục động cơ:
T đc=9,55.106

P đc
4 =26901,408(Nm)
=9,55. 106
1420
nđc

- Momen xoăấn trền trục 1:
T I =9,55.10

6

PI
nI

=9,55. 10

6

3,262
=70800,227( Nm)
440

- Momen xoăấn trền trục 2:
T II =9,55.10 6

PII
2,976
=9,55.106
=231063,415(Nm)
123
n II

- Momen xoăấn trền trục 3:
T III =9,55.10

6

PIII
6 2,828
=9,55. 10
=613804,546( Nm)
n III
44

- Momen xoăấn trền tr ục cống tác:
T ct =9,55.10 6

Plv
2,8
=607727,273(Nm)
=9,55. 106
44
nlv

Trục Trục động cơ
Thống sốấ
T sốấ
ỉ truyềền
V n
ậ tốấc quay
(vg/ph)
Cống suấất
(kW)
Momen xoăấn
(Nm)

Trục 1

uđ =3,227

Trục 2

u1=3,58

Trục 3

u2=2,79

Tr ục cống tác

ukn =1

1420

440

123

44

44

4

3,262

2,976

2,828

2,8

26901,408

70800,227

231223,203

613804,546

607727,273

7


CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI
Cơng suất truyền: P=4 kW
Số vòng quay trục dẫn: n=1420 vg/ph
Tỉ số truyền: u=3.227
Chọn số hiệu đai thang.
1. Chọn đai
Theo hình 4.22 chọn loại đai A với các số liệu:
bp,mm

bo,mm

h,mm

A,mm2 Chiều dài T1,Nm

y2,mm

d min , mm

đai,mm
11

13

8

2.8

81

8

560-4000

11÷70

90


2. Chọn d 1 và tính v 1 .
d 1=1,2 d min=1,2.90=108 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d 1=125 mm
v 1=

.

π d 1 n 3,14 . 125 .1420

m
=
=9,293
60000
60000
s

m
Thỏa mãn điều kiện v 1 ≤ v max =25( s )

3. Chọn hệ số trượt và xác định đường kính bánh đai bị dẫn
- Chọn hệ số trượt: ε =0,02
- Đường kính bánh đai bị dẫn:
d 2=u . d 1 . (1−ε )=3,227.125 . ( 1−0,02) =395,308(mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn d 2=400(mm)
- Kiểm tra lại tỉ số truyền:
ut =

d2
400
=3,265
=
d 1(1−ε ) 125.( 1−0,02 )

∆ u=

u t−u
u

.100 %=

3,265 −3,227 100 %=1,164 %
3,265

Thỏa mãn ∆ u ≤ 5 %
4. Khoảng cách trục sơ bộ và chiều dài tính tốn của đai.
Chọn sơ bộ: a sb =d2=400 mm với u=3,227
π ( d 1+ d 2 ) ( d 2−d1)
+
L=2 a sb +
2
4 asb
¿ 2.400+

3,14 ( 125 + 400 ) ( 400 −125 )2
+
2
4.400
¿ 1671,516(mm)

Chọn L=1800 mm theo tiêu chuẩn.
5. Khoảng cách trục a theo L
k +√ k −8 ∆
4
2

a=

2

2

9


Trong đó :
k =L−π
∆=

( d 1 +d 2 )

d 2−d 1
2

2
=

=1800−π

125 + 400
=975,331
2

400−125
=137,5
2

 a= 975,331+ √975,331 − 8.137,5 =467,442(mm)
2

2

4

Kiểm tra khoảng cách trục
2(d1+d2) ≥ a ≥ 0.55(d1+d2) + h
 2(125+400) ≥ a ≥ 0.55(125+400) + 8
 1050 ≥ a ≥ 296,75

Giá trị a thỏa mãn trong khoảng cho phép.

6. Số vòng chạy của đai trong một giây:
i=

v1
9,293
=5,163(vòng)< [ i ] =10
=
L 1800. 10−3

7. Góc ơm đai bánh đai nhỏ, các hệ số sử dụng và số dây đai.
o

α 1=180 −57

d 2−d 1
400− 125 =146,466o=2,56 rad
=180 o−57
467,442

a

Các hệ số sử dụng:
 Hệ số ảnh hưởng đến góc ơm đai:
C α =1,24 ( 1−e

−α1 /110

)=1,24. ( 1−e

−146,466
110

)=0,911

 Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc:
C v =1−0,05 ( 0,01 v2 −1)=1 −0,05.(0,01 . 9,2932−1)≈ 1,007

 Hệ số ảnh hưởng đến tỉ số truyền u:
Cu=1.14 vì u=3,227 > 2.5
10


 Hệ số ảnh hưởng đến số dây đai
Cz = 0.9 (chọn z=3 ÷ 4)
 Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng chọn:
Cr=6 do tải va đập nhẹ và làm việc 2 ca
 Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai:

√ √

C L= 6

L 6 1800
=1,01
=
1700
Lo

 Chọn [Po] với d = 112 mm đai loại A và v =8,323 m/s nội suy ta được
[ P o ]−1,15 2−1,15
=¿[ P o ]=1,88(kW )
=
9,293−5

10−5

 Số dây đai được xác định
z≥

4
P
=
=3,73
[ P o ]C α C u C L C z C r Cv 1,88.0,911 .1,14 .1,01.0,9 .0,6 .1,007

Chọn z=4 đai
8. Chiều rộng B và đường kính ngồi đai.
 Chiều rộng bánh đai: B=(z-1).e+2f

{

d n 1=d 1+2 h0

 Đường kính ngồi: d =d +2 h
n2
2
0
Trong đó: z=4; f=10; e=15; h0=3.3

 Suy ra: B=65 mm; dn1=131,6 mm; dn2=406,6 mm

9. Hệ số ma sát và các lực tác dụng lên đai
 Lực căng lớn nhất
Chọn σ o=1,5
Fomax=Aσo=zA1σo=4.81.1,5=486 (N)
 Lực căng lớn nhất mỗi dây đai:
11


F omax 486
=121,5(N )
=
4
z

 Lực vịng có ích:
Ft =

1000 P 1000.4

=430,432(N )
=
v1
9,293

 Lực căng phụ
F v =q m . v2 =0,105. 9,2932=9,068(N )



Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn :
2.486 + 430,432
1 2 F omax +F t
1
ln
f min= ln
=
=0,372
α 2 F omax −F t 2,56 2.486 − 430,432

 Hệ số ma sát tương đương:
f'=

f min
sin 20

o

=

0,372
=1,088
sin 20o

 Lực căng ban đầu:
'

1,088.2,56
F e f . α +1
+1
430,432 e
+ 4.9,068=279,798 (N )
. 1,088.2,56
F0 = t . f .α + z . F v =
2 e −1
2
e
−1
'

 Kiểm tra lại lực căng ban đầu:
'

F e f .α +1
A . z . [ σ 0] ≥ F 0 ≥ t . f . α
2 e −1
430,432 e1,088.2,56 +1
⇔81.4 .1,5 ≥ F0 ≥
. 1,088.2,56
2

e
−1
⇔486 ≥ F 0 ≥ 243,526 (thỏa )
'

 Lực căng trên nhánh dẫn:
F1=F omax +

Ft
430,432 =701,216(N )
=486 +
2
2

 Lực căng trên nhánh bị dẫn:
F2 =F omax −

Ft
430,432
=486−
=270,784(N )
2
2

 Lực căng mỗi dây đai:

12


F o 279,798

=69,95(N )
=
4
z

10. Lực tác dụng lên các trục.
Fr =2. F0 max . sin

( )

(

)

α1
146,466
=2.486 . sin
=930,676 (N)
2
2

11. Ứng suất lớn nhất trong đai.
 Ứng suất do lực căng phụ gây nên:
σ v =ρ . v 2 . 10−6 =1200. 9,2932 . 10−6 =0,104( MPa)

Trong đó:
ρ là khối lượng riêng của đai, chọn ρ = 1200 kg/m3, vật liệu đai là vải cao su.


ng

Ứ suấất do l ực căng ban đấều gấy nền:
σ0 =

F0 279,798
=
=0,864(MPa)
A. z
81.4

 Ứng suất có ích sinh ra trong đai:
σt=

F t 430,432
=
=1,328(MPa)
A .z
81.4

 Ứng suất uốn:
σ F 1=

2. y 0
2.2,8
. E=
.100=4,48 (MPa)
125
d1

Trong đó:
E là modun đàn hồi của vật liệu nằm trong khoảng (100 ÷ 350), chọn E=100 MPa

 Ứng suất lớn nhất cho phép trong đai sinh ra tại nhánh căng tại điểm bắt đầu
tiếp xŒc:
σ max = σ 0 +0,5. σ t + σ v +σ F 1

¿ 0,864 + 0,5.1,328+ 0,104 + 4,48=6,112 (MPa)

12.Tuổi thọ của đai
Tuổi thọ của đai tính bằng giờ theo công thức:

( )

σr m
. 107
σ max

(

)

9 8 7
. 10
6,112
=5946,189(gi ờ )
=
Lh =
2.3600 .5,163
2.3600. i
13

Trong đó: Giới hạn mỏi của đai thang: σ r =9 (MPa)
Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: m=8
Số vòng chạy của đai trong 1 giây: i = 5,163 (vịng)
13.Bảng tổng kết số liệu

Thơng số

Ký hiệu

Trị số

Đơn vị

Đai hình thang thường, tiết diện

Loại đai và tiết diện đai

A
d1

125

mm

d2

400

mm

Chiều dài đai

L

1800

mm

Khoảng cách trục

a

467,442

mm

Góc ơm trên bánh dẫn

α1

146,466

Độ

Số dây đai

Z

4

Đai

Chiều rộng các bánh đai

B

65

mm

da1

131,6

mm

da2

406,6

mm

Lực căng ban đầu trên mỗi dây đai

F0

286

N

Lực vòng trên mỗi dây đai

Ft

430,432

N

Lực hướng tâm tác dụng lên trục

Fr

930,676

N

Ứng suất lớn nhất trong dây đai thang

 max

6,112

MPa

Đường kính các bánh đai

Đường kính bánh ngồi các bánh đai

14

Lh

Tuổi thọ đai

5946,189

Giờ

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
Đây là bộ truyền bơi trơn tốt (bộ truyền kín) ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp
xŒc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn.

Z2

Z1

Z3

Z4

I. Bộ truyền cấp nhanh
Moment xoắn trên trục 1 là 70800,227 Nmm. Vì hộp giảm tốc có cấp
nhanh phân đôi nên
T1 '=
n1

70800,227
=35400,1135(Nmm)
2

u1=3,58

= 440 (v/p)
15


1. Chọn vật liệu
Chọn thép c45 được tôi cải thiện. Theo bảng 6.1 tài liệu 1
Đối với bánh dẫn:
HB1 = 280 (241 ÷ 285)
σOHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.280 + 70 = 610Mpa
sH1 = 1,1
σOflim1 = 1,8HB1 =1,8.280 = 504 Mpa
sF1 = 1,75
Đối với bánh bị dẫn:
HB2 = 240 (192 ÷ 240 )
σOhlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa
sH2 = 1,1
σOflim2 = 1,8HB2 =1,8.240 = 432 Mpa
sF4 = 1,75
a. Số chu kì làm việc cơ sở:
NHO1 = 30 HB12.4 = 30. 2802.4 = 2,24.107 chu kì
NHO2 = 30 HB 22.4 = 30. 2402.4 = 1,54.107 chu kì
NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kì đối với tất cả các loại thép
b. Số chu kì làm việc tương đương:
- Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay: c=1
- Thời gian làm việc: t Ʃ =7.300.2.8=33600 giờ
NHE1 = N FE 1 = 60. c . n . t Ʃ =60.1. 440.33600 = 8,8704.10 8 chu kì
NHE2 = N FE 2 =

N HE 1
u

8
= 8,8704.10 = 2,4778. 108 chu kì
3,58

c. Hệ số tuổi thọ:
Do NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2; NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2
nên chọn KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1
d. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
[σH1] = σOhlim1

0,9 K HL1
sH 1

=

610.0,9 .1
1,1

= 499 (Mpa)

[σH2] = σOhlim2

0,9 K HL 2
sH 2

=

550.0,9 .1
1,1

= 450(Mpa)

16


[σF1] =

σ OFlim 1 K FC
1

=

504.1
1,75

= 288 (Mpa)

[σF2] =

σ OFlim 4 K FC
sF 4

=

432.1
1,75

=246,85(Mpa)

2. Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]:
Vì đây là bánh răng nghiêng, chữ V

[ σ H] =0,5. √ ([ σ H 1 ] + [σ H 2 ] ) =0,5. √ (4992 + 4502 ) =474,5( Mpa)
2

2

Xét điều kiện:

[ σ H] min ≤ [ σ H ] ≤ 1.25 [ σ H ]min
¿> 450 ≤ 474,5 ≤ 562,5

[ σ H] thỏa điều kiện trên
3. Chọn hệ số tải trọng tính:
Theo bảng 6.15, tài liệu [1] do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên chọn
ψbα = 0.3÷0.5, chọn ψba = 0.4 theo tiêu chuẩn.
Ta có:
ψ bd=

ψ ba . (u1 +1) 0,4. ( 3,58 +1)
=0,916
=
2
2

Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4 cơ sở thiết kế máy Nguyễn Hữu Lộc
(ứng với ψbd = 0,916 và HB <350) ta có

KHβ = 1,035
KFβ = 1,06
4. Tính khoảng cách trục:
aw = 43(u+1)

√
3

T 1 ' K Hβ
2

ψ ba [σ H ] u

√

35400,1135 .1,035
=95,35(mm)
= 43. ( 3,58 + 1 ) 3
2

Theo tiêu chuẩn chọn aw = 125 mm
Chọn modun răng:
17

0,4. 474,5 .3,58


m= (0,01÷0,02) aw = (0,01÷0,02).125= (1.25÷2.25)
Theo tiêu chuẩn ta chọn m n =1,5
5. Xác định số răng và góc nghiêng răng:

- Bánh răng chữ V: Góc nghiêng của răng thỏa 300 ≤β≤ 40
30o ≤

z t= z 1 + z 2= z 1 . (1+u1 ) =

2. a w1
m

mn Z 1 (u+1)
≤ 40 °
2 aw

2 a w cos 40 °

≤ Z1 ≤

mn (u+1)

2a w cos 30°
m n(u+1)

2.125 . cos 30 °
2.125 . cos 40°
≤ Z1 ≤
1,5. ( 3,58 + 1)
1,5. (3,58 +1)

27.88 ≤ Z 1 ≤ 31.51
Chọn z1 =30 răng suy ra z2 = u z1 =3,58.30=107,4 răng
Chọn z2=108 răng

- Tính lại tỉ số truyền:
=

ut

| | |

Δu=

=

108
30

= 3,6

|

u1−u t
3,58−3,6
.100=
.100=0,56 % ≤ 2%
3,58
u1

- Góc nghiêng răng:cos β=
-

z2
z1

(thỏa)

m n z 1 (u +1 ) 1,5.30 .(3,6+1)
=
=0,828
2.125
2 aw

β=34,11 °

6. Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng: Bảng 6.2 tài liệu 2
- Đường kính vịng chia và đường kính vịng lăn
d1 = dω1 =
d2 = dω2 =

mn z 1
cosβ
mn z 2
cosβ

1,5.30

= 54.35 mm

1,5.108
cos(34,11 °)

= 195,66 mm

= cos(34,11 °)
=

- Đường kính vịng đỉnh
mn
1,5
=54,35+2.
=57,97 mm
cos β
cos(34,11°)
m
1,5
d a = d 2+2. m t =d 2+2. n =195,66+2.
=198,95 mm
cos β
cos(34,11°)
d a =d1 +2. m t= d 1+2.
1

2

18


- Đường kính chân răng:
mn
1,5
=49,82 mm
=54,35−2,5.
cos ( 34,11 ° )

cos β
m
1,5
d f =d 2−2,5. mt= d 2−2,5. n =195,66−2,5.
=191,13mm
cos β
cos(34,11° )
d f =d 1−2,5. mt= d 1−2,5.
1

2

-

Chiều rộng vành răng:
b w = ψbα aω = 0,4.125 = 50 mm
b w = b w + 5 = 40 + 5 = 55 mm
2

1

2

- Góc biến dạng: 

20

(¿ 20)
=0,439
cos(34,11 °)

Góc ăn khớp:
tan α
=¿
tan α tw =tan α 1=
cos β
tan

-

 α tw=23,70°
7. Tính vận tốc và chọn cấp chính xác.
v 1=

π . d 1 . n1 π .54,35 .440
=
=1,25(m/ s)
60.1000
60.1000

Tra bảng 6.13 tài liệu 1 ta được cấp chính xác bằng 9
8. Tính lực tác dụng lên bộ truyền
- Lực vòng:
Ft 1=Ft 2=

2.T 1 2.35400,1135
=
=1302.67(N )
54.35
dw
1

- Lực hướng tâm:
cos (¿ 34.11 °)=572.65 (N )
tan 20 °
tan α
=1628,34.
Fr 1 = Fr 2 = Ft 1 .
¿
cos β

- Lực dọc trục:
(¿ 34.11 °)=882,31(N )
F a1 =F a 2= F t 1 . tan β=1302,67. tan ¿

9. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Theo công thức 6.33 tài liệu 1

19


 H Z M .Z H .Z  .

-

2.T1. K H .( u1 1)
  H 
bw1 .u1.d w21

Z M 274( MPa ) vì là vật liệu thép

- Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xŒc (cơng thức 6.34, tài liệu 1)
2 cos

(¿ 34,11 °)
=1,51
sin (¿ 2.23,70° )
¿
2 cos β
= √¿
sin(¿ 2. atw )
Z H =√ ¿

- Hệ số trùng khớp ngang (công thức 6.38b, tài liệu 1)
ε α =1,88−3,2.

( Z1 + Z1 )=1,88−3,2.(301 + 1081 )=1,74
2

1

- Hệ số trùng khớp của răng (công thức 6.36c, trang 105, tài liệu 1)
Zε=

√ √

1
1
=0,76
=
1,74

εα

- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xŒc (công thức 6.39 tài liệu 1)
K H =K Hβ . K Hα . K Hv
K Hβ =1,035

K Hα =1,13

(Tra bảng 6.14 , trang 109, thiết kế hệ thống dẫn động có khí)

K Hv =1,02 (Tra bảng P2.3 trang 250, thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí)
K H =K Hβ . K Hα . K Hv =1,035.1,13 .1,02=1,2

- Từ các số liệu trên ta tính được ứng suất tiếp xŒc
σ H =Z M . Z H . Z ε .

¿ 274.1,51.0,76 .

√

√

2. T 1 . K H .(u1 +1)
b w . u1 . d2w
1

1

2.35400,1135 .1,2(3,6+ 1)
55.3,6 . 54.35

¿ 257,04 ( MPa ) ≤ [ σ H ] =474,5(MPa)
20

2

(thỏa điều kiện bền)


10.Tính hệ số Y F 1 và Y F 2 .
Theo công thức 6.80 trang 265 [1], ta được:
 Bánh nhỏ:
Y F 1 =3,47+
Y F 1 =3,47+

13,2
30

13,2 27,9. x 1
−
+¿
z1
z1

2

0,092×(x 1 )

=3,91

 Bánh lớn:
27,9. x 2
Y F 2 =3,47+ 13,2 −
+¿
z2
z2
Y F 2=3,47+

0,092× ( x 2 )2

13,2
=3,59
108

 Đặc tính so sánh độ bền bánh răng (độ bền uốn):
 Bánh nhỏ:
 Bánh lớn:

[ σF] 1
Y F1

[ σ F] 2
Y F2

288

= 3,91
=

= 98,97

246,857
3,59

= 68,76

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn
11. Tính ứng suất uốn tại đáy răng.
σF =
1

2. T 1 . K F . Y ε . Y β .Y F

1

b w . d w .m
1

1

1
1
- Hệ số trùng khớp của răng: Y ε = ε = 1,74 =0,575
α

34.11
β
- Hệ số độ nghiêng của răng: Y β =1− 140 =1− 140 =0,756

- Hệ số dạng răng: (Công thức 6.80, trang 265, Cơ sở thiết kế máy)

YF 3,47 
21

13,2
Zv


Trong đó: Z v là số răng tương đương
3

3

¿ 34,11¿
¿
¿
cos ¿
Z
30
Z v = 31 = ¿
cos β

¿ 34,11 ¿
¿
¿
cos ¿
Z
108
Z v = 32 = ¿
cos β

2

1

13,2
13,2
=3,72
=3,47+
 Y F 1=3,47+
52,85
Zv

Y F 2=3,47+

1

13,2
13,2
=3,54
=3,47+
190,28
Zv
2

- Hệ số tải trọng: K F K F .K F  .K Fv
(Công thức 6.45/Tk hệ thống dẫn động cơ khí)
K Fα =1 ,37 (Bảng 6.14, trang 109, thiết kế hệ thống dẫn động có khí)
K Fβ =1,06

(Bảng P2.3, trang 250, thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí)

K Fv =1,04

K F =K Fα . K Fβ . K Fv =1,37.1,06 .1,04=1,5



- Từ các số liệu trên ta tính được ứng suất uốn
σF =
1

2. T 1 ' . K F . Y ε . Y β . Y F 2.35400,1135 .1,5 .0,575 .0,756 .3,72
=
55.54 .35 .1,5
bw . dw . m
1

1

1

= 38,30 MPa
38,30 ( MPa) ≤ [ σ F ] =288(MPa)
1

σF =
2

σF .YF
1

YF

1

2

=

(thỏa điều kiện bền)

38,30.3,54
=36,45 MPa
3,72
¿ 36,45(MPa ) ≤ [ σ F ] =246,85(MPa) (thỏa điều kiện bền)
2

 Bảng thơng số cấp nhanh:
Tên gọi

Kí
hiệu

Kích thước

22

Đơn vị

aw1

Khoảng cách trục

125

mm

Mơ-đun

m

1.5

Chiều rộng vành răng

bw

Tỉ số truyền

u1

3,6

Góc nghiêng răng



34,11

Số răng

Z

Z 1=30

Đường kính vịng chia

d

d 1=54.35

Đường kính chân răng

df

b w =55

b w =50

1

d f =49,82
1

2

Z 2=108

Độ

Răng

d 2=1 95,66

mm

d f =¿ 191,13

mm

2

II. Thiết kế bộ truyền cấp chậm.
Moment xoắn trên trục 2 là 231223,203Nmm.
T2 = 231223,203 Nmm.
u2 = 2,79
n2 = 123 (v/p)
12.Chọn vật liệu
Chọn thép 45 được tôi cải thiện. Theo bảng 6.1 tài liệu 1
Đối với bánh dẫn:
HB3 = 280 (241 ÷ 285)
σOHlim1 = 2HB3 + 70 = 2.280 + 70 = 610Mpa
sH3 = 1,1
σOflim3 = 1,8HB3 =1,8.280 = 504 Mpa
sF1 = 1,75
23

mm

Đối với bánh bị dẫn:
HB4 = 240 (192 ÷ 240 )
σOhlim4 = 2HB4 + 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa
sH4 = 1,1
σOflim4 = 1,8HB4 =1,8.240 = 432 Mpa
sF4 = 1,75
e. Số chu kì làm việc cơ sở:
NHO1 = 30 HB32.4 = 30. 202.4 = 2,24.107 chu kì
NHO2 = 30 HB 42.4 = 30. 2402.4 = 1,54.107 chu kì
NFO3 = NFO4 = 5.106 chu kì đối với tất cả các loại thép
a. Số chu kì làm việc tương đương:
- Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay: c=1
- Thời gian làm việc: t Ʃ =7.300.2.8=33600 giờ
NHE3 = N FE 3 = 60. c . n . t Ʃ =60.1. 123.33600 = 2,4797.10 8 chu kì
NHE4= N FE 4 =

N HE 3
u2

2,4797. 108
= 8,888. 107 chu kì
2,79

=

b. Hệ số tuổi thọ:
Do NHE3 > NHO3, NHE4 > NHO4, NFE3 > NFO3, NFE4 > NFO4
nên chọn KHL3 = KHL4 = KFL3 = KFL4 = 1
c. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
[σH3] = σOHlim3

0,9 K HL 3
sH 3

=

610.0,9 .1
1,1

= 499 (Mpa)

[σH4] = σOHlim4

0,9 K HL4
sH 4

=

550.0,9 .1
1,1

= 450(Mpa)

[σF3] =

σ OFlim3 K FC
sF 3

=

504.1
1,75

= 288(Mpa)

[σF4] =

σ OFlim 4 K FC
sF 4

=

432.1
1,75

= 246,857 (Mpa)

13.Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]:

[ σ H] = [ σ H ]min=[ σ H 4 ]=450 MPa
14.Chọn hệ số tải trọng tính:
24


Theo bảng 6.15, tài liệu 1 do bánh răng nằm khơng đối xứng các ổ trục nên chọn
ψbα = 0.25÷0.4, chọn ψba = 0.4 theo tiêu chuẩn.
Ta có:
ψ ba × (u2 +1 ) 0,4 ×(2,79+1)
=
=0,758

2
2
ψ bd=0.8

ψ bd=

Lấy

Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4 cơ sở thiết kế máy
(ứng với ψbd = 0,8 và HB <350) ta có
KHβ = 1,12
KFβ = 1,23
15.Tính khoảng cách trục:
aw = 50(u+1)

√
3

T 2 K Hβ
2

ψ ba [σ H ] u

√

231223,203.1,12
=198,303(mm)
= 50.( 2,79 + 1 ) . 3
2
0,4. 450 .2,79

Theo tiêu chuẩn chọn aw = 200 mm (trang 99 tài liệu 1)
16.Chọn modul răng:
mn = (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02).200 = (2÷4)

Bảng 3.1 Trị số tiêu chuẩn của môdun
m
Dãy 1,25 1,5 2
2,5 3
4
5
6
8
10
12
(mm) 1
3,5 4,5 5,5 7
9
11
14
Dãy 1,37 1,7 2,25
5
5
2
Chú thích: 1- Đối với bánh răng nghiêng và răng chữ V, môdun tiêu chuẩn là
môdun pháp mn; 2- Ưu tiên dùng dãy 1.
Giá trị môdun chọn vừa phải, nếu chọn môdun lớn sẽ làm giảm số răng z, làm tăng
tổn thất khi ăn khớp, do đó làm giảm hiệu suất. Tuy nhiên, trong các bộ truyền lực

25