(Tiểu luận) tiểu luận nguyên lý – chi tiết máy thông số tính toán thiết kế đềphương án tính toán hệ dẫn động xích tải8

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

TIỂU LUẬN
NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY
THƠNG SỐ TÍNH TỐN THIẾT KẾ
ĐỀ/PHƯƠNG ÁN: TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI/8

GVHD: Văn Hữu Thịnh
SVTH: Đồn Nhật Dương
MSSV: 21146543
Lớp: Lớp T4 (tiết 345)

HỌC KỲ II
NĂM HỌC 2022-2023
TP. HỒ CHÍ MINH, ngày 25 tháng 4 năm 2023

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

TIỂU LUẬN
NGUN LÝ – CHI TIẾT MÁY
THƠNG SỐ TÍNH TỐN THIẾT KẾ

ĐỀ/PHƯƠNG ÁN: TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI/8

GVHD: Văn Hữu Thịnh
SVTH: Đoàn Nhật Dương
MSSV: 21146543
Lớp: Lớp T4 (tiết 345)

HỌC KỲ II
NĂM HỌC 2022-2023
TP. HỒ CHÍ MINH, ngày 25 tháng 4 năm 2023

2

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Nội dung

I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.................................4
1.1 Công suất trên trục động cơ điện.............................................................................4
1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.....................................................................4
1.3 Chọn quy cách động cơ............................................................................................5
1.4 Phân phối tỉ số truyền u...........................................................................................5
Bảng hệ thống số liệu........................................................................................................6
II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC.....................................7

2.1 Chọn loại xích..........................................................................................................7
2.2 Xác định các thơng số của xích và bộ truyền...........................................................7
2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền............................................................................8
2.4 Đường kính đĩa xích................................................................................................9
2.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích..............................................................9
2.6 Xác định lực tác dụng lên trục...............................................................................10
2.7 Các thơng số bộ truyền xích.................................................................................10
III. TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG CỦA HỘP GIẢM TỐC.........................11
3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.............................................................................11
3.2 Xác định ứng suất cho phép...................................................................................11
3.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền................................................................13
3.4 Xác định thông số hình học của bộ truyền.............................................................14
3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc....................................................................14
3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn..........................................................................17
IV. TÍNH TỐN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC.......................................19
4.1. Chọn vật liệu.........................................................................................................19
4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục.......................................................................20
4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.........................................20
4.4 Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục...................................21
Tính tốn phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục II.....24
4.5 Tính tốn về độ bền mỏi........................................................................................27
4.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh...................................................................29
Tài liệu tham khảo...........................................................................................................30

3

h


Nguyên lý Chi tiết

máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
 Các thông số
- Lực vịng trên xích tải: P = 4800 (N)
- Vận tốc vịng của xích tải: V = 1.15 (m/s)
- Số răng của xích tải: Z = 9 (răng)
- Bước xích của xích tải: p = 110 (mm)
1.1 Cơng suất trên trục động cơ điện
Pct =

Pt
ɳ

Gọi Pct: công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
Pt: cơng suất tính tốn trên trục máy cơng tác (kW)
ɳ: hiệu suất truyền động
Trong đó, trường hợp tải trọng không đổi: Pt = Plv
Pt = Plv =

F ×v
1000

Ta có: lực vịng trên xích tải: F = 4800 (N)
vận tốc vịng của xích tải: v = 1.15 (m/s)
=> Pt =

4800 ×1.15

= 5.52 (kW)
1000

(1)

Với ɳ=ɳ nt × ɳ br ×ɳ x × ɳ3ổ = 1×0.98×0.93×0.993 = 0.884 (2)
Trong đó, theo bảng 2.3, trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ:
ɳ nt = 1

hiệu suất nối trục

ɳ br = 0.98

hiệu suất bánh răng trụ (được che kín)

ɳ x = 0.93

hiệu suất bộ truyền xích (để hở)

ɳ ổ = 0.99

Pt

=> Pct = ɳ

hiệu suất 1 cặp ổ lăn (được che kín)

=

5.52

0.88

= 6.27 (kW)

1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ
Tốc độ quay của trục cơng tác: nlv =

60000× v
60000× 1.15
=
= 69.69 (vịng/phút)
z× p
9× 110

Trong đó: v – vận tốc xích tải (m/s)
z – số răng đĩa xích tải
p – bước xích của xích tải (mm)
4

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động
Theo bảng 2.2 sơ bộ chọn: ux = 2 tỉ số truyền động xích
uh = 5 tỉ số của truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 1 cấp

=> usb = uh × ux = 5 × 2 = 10
Số vịng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = n × usb = 69.69 × 10 = 696.9 (vòng/phút)
1.3 Chọn quy cách động cơ
Động cơ được chọn phải có cơng suất: Pđc ≥ Pct = 6.27 kW
Số vòng quay đồng bộ thỏa mãn:

nđc ≈ nsb = 696.9 vịng/phút

Đồng thời mơmen mở máy thỏa mãn:

Td
T mm
= 1.0 ≤
T dm
T

Theo bảng P1.3 động cơ 4A kiểu 4A160S8Y3 cơng suất động cơ Pđc=7.5 kw, số vịng
quay động cơ là 730 vịng/phút, có

T max
Tk
= 2.2;
= 1.4
T dn
T dn

1.4 Phân phối tỉ số truyền u
Tỉ số truyền chung: u =

nđc
730
=
= 10.47
69.69
n

Trong đó: n đc vận tốc quay của động cơ (vịng/phút)
n – số vịng quay của trục máy cơng tác (vịng/phút)
Chọn trước tỉ số truyền ux của bộ truyền xích: ux = 3
Tính tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc
u

uh = u =
x

10.47
= 3.49
3

Trong đó: u: tỉ số truyền chung
ux: tỉ số truyền của bộ truyền ngồi hộp giảm tốc (xích)
uh: tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp (bánh trụ răng nghiêng)
Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền
ut = ux × uh = 3 × 3.49 = 10.47
Δu = |ut - u| = |10.47 – 10.47| = 0 < 0.09 thỏa điều kiện về sai số cho phép

5

h

Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Bảng hệ thống số liệu
Trục
Thông số
u
n (v/ph)
P (kW)
T (Nmm)

Động cơ

I
unt = 1

nđc = 730
Pm = 6.23
Tm = 81502

II

uh = 3.49
ux = 3
n1 = 730
n2 = 209.2

n3 = 69.73
P1 = 6.17
P2 = 5.99
P3 = P = 5.52
T1 = 80718
T2 = 273445
T3 = 756002

Trong đó:
P2 =

P lv
5.52
=
= 5.99 (kW)
0.99× 0.93
ɳơ ɳx

P1 =

P2
5.99
=
= 6.17 (kW)
0.98 ×0.99
ɳ br ɳ ô

Pm =

P 1 6.17

=
= 6.23 (kW)
0.99
ɳô

n1 =

ndc 730
=
= 730 (vòng/phút)
1
u nt

n2 =

n1
730
=
= 209.2 (vòng/phút)
uh 3.49

n3 =

n2 209.2
=
= 69.73 (vòng/phút)
3
ux

III

6

9.55 ×10 × Pm 9.55 ×106 ×6.23
Tm =
=
= 81502 (Nmm)
nđc
730
6

9.55 ×10 × P1 9.55 ×106 ×6.17
T1 =
=
= 80718 (Nmm)
n1
730

9.55 ×106 × P2 9.55 ×106 ×5.99
T2 =
=
= 273445 (Nmm)
n2
209.2
6

9.55 ×10 × P3 9.55 ×106 ×5.52
T3 =
=
= 756002 (Nmm)

n3
69.73

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI CỦA HỘP GIẢM TỐC
Các thơng số cơ bản:
6

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

- Công suất P2 = 5.59 KW
- Số vòng quay: n2 = 209.2 vòng/phút
- Tỉ số truyền ux = 3
- Momen xoắn: T2 = 273445 Nmm
- Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngồi: @= 145o
- Điều kiện làm việc quay 1 chiều, làm việc 2 ca
2.1 Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, điều kiện làm việc tĩnh và hiệu suất của bộ truyền xích yêu
cầu cao nên ta chọn xích ống con lăn.
2.2 Xác định các thơng số của xích và bộ truyền
Ta có: ux = 3
Theo bảng 5.4, ta chọn số răng đĩa xích dẫn Z1 = 25
=> Số răng của đĩa xích lớn Z2:

Z2 = ux × Z1 = 3 × 25 = 75 ≤ Zmax

Mà Zmax = 120 đối với xích ống con lăn nên chọn Z2 = 75
Theo cơng thức 5.3, cơng suất tính tốn:
Pt = Pkkzkn
Trong đó: với Z1 = 25,

kz = 25/Z1 = 1 – hệ số răng

Với n01 = 200 vòng/phút,

kn = n01/n1 = 200/209.2 = 0.956

Theo công thức 5.4

k = k0 ka kđc kbt kđ kc = 1 × 1 × 1 × 1.3 × 1 × 1.25 = 1.625

Theo bảng 5.6 ta được:
k0 = 1 (đường nối tâm hai đĩa xích so với phương nằm ngang ≤ 60o )
ka = 1: chọn a = 40p
kđc = 1: vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các 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
=> Pt = 5.99 × 1.625 × 1 × 0.956 = 9.305 kW
Điều kiện chọn [P], với n01 = 200 v/ph và [P] > 9.305 kW. Tra bảng 5.5 [P] = 11.0 >9.305
với bước xích p = 25.4 mm
p = 25.4 mm < pmax = 50.8 (tra bảng 5.8)
7

h

Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Tuy nhiên với p = 25.4 mm đường kính đĩa xích bị dẫn lớn
d2 = 25.4/sin(180o/75) = 606.55 mm > 500 mm
Trong điều kiện này ta nên chọn p có trị số nhỏ hơn và tăng số đĩa xích, bằng cách áp
dụng cơng thức (5.6):
Pt
P
< [P] => kd > t
kd
P

=

9.305
= 1.93
4.8

- Chọn kd = 2.5 và chọn 3 dãy xích có bước xích p = 19.05mm
- Khoảng cách trục a = 40p = 40 × 25.4 = 762 mm;
Theo công thức (5.12) xác định số mắt xích:
2a
x= p

+

z1 + z 2
2

+

2

( z 2−z 1) p
2

4π a

=

2× 762
19.05

+

25+75
2

+

2

(75−25) ×19.05
= 131.5
2

4 × π ×762

Lấy số mắt xích chẵn x = 132 mắt xích, tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13
a = 0.25p{xc – 0.5(z2 + z1) + √ ¿ ¿}
a = 0.25 × 19.05{132 – 0.5(75 + 25) + √ ¿ ¿}
= 766.05 mm
Để xích khơng chịu lực căng q lớn, giảm a một lượng bằng
Δa = 0.004 × a = 0.003 × 766.05 ≈ 3 mm
Do đó, a = 766.05 – 3 = 763.05 mm
Số lần va đập của xích theo (5.14)
i=

z1 n1
25× 209.2
= 15× 132 = 2.64 ≈ 3 ≤ [i] = 35
15 x

2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Q

s = k F + F + F ≥ [s]
đ t
o
v
Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 31800N, khối lượng 1 mét xích q = 1.9kg;
kđ = 1 (tải trọng tĩnh)
v=

Z1t n1
25× 19.05× 209.2

=
= 1.66 m/s
60000
60000

Ft =

1000 P
1000× 5.99
=
= 1202.81 N
3v
3 × 1.66

Fv = qv2 = 1.9 × 1.662 = 5.23 N
8

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

F0 = 9.81× kf × q × a = 9.81 × 4 × 1.9 × 0.763 = 56.88N
trong đó: kf = 4 (bộ truyền nghiêng 1 góc < 40 o)

Do đó :

s=

31800
= 25.13
1× 1202.81+56.88+5.23

Theo bảng 5.10 với n = 200(vòng/phút), [s] = 8.2. Vậy s = 25.13 > [s]: bộ truyền xích
đảm bảo về độ bền.
2.4 Đường kính đĩa xích
Theo cơng thức 5.17 và bảng 13.4:
Đường kính vịng chia đĩa xích:
p

19.05
π
d1 = sin ⁡( ) = sin ⁡( π ) = 152 mm
z1
25
p

19.05
π
d2 = sin ⁡( ) = sin ⁡( π ) = 454.91 mm
z2
75

Đường kính vịng đỉnh răng:
π
π
da1 = p[ 0.5+cotg( Z )] = 19.05[ 0.5+cotg( )] = 160.32 mm

25

1

π
π
da2 = p[ 0.5+cotg( Z )] = 19.05[0.5+cotg ( )] = 464.04 mm
75

2

Đường kính vòng chân răng:
df1 = d1 – 2r = 152 – 2 × 6.03 = 139.94 mm
df2 = d2 – 2r = 454.91 – 2 × 6.03 = 442.85 mm
với r = 0.5025d1 + 0.05 = 0.5025 × 11.91 + 0.05 = 6.03 mm
d1 = 11.91 (xem bảng 5.2)
2.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

√
√

Theo cơng thức 5.18 σH1 = 0. 47 k r ( Ft K đ + F vđ )

E
≤ [σH]
A kd
5

= 0. 47 0.42(3608.43 ×1+5.64) 2.1 ×10 = 326.01 MPa
265 × 2.5

[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, Mpa, bảng 5.11;
Ft = 1202.81 × 3 = 3608.43 N - lực vòng
9

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích (m = 3 số dãy xích)
Fvđ = 13 × 10−7 n2 × p3 × m =13 × 10−7 × 209.2 × 19.053 × 3 = 5.64 N
kd = 2.5 – hệ số phân bố không đều tải trọng cho 3 dãy
Kđ = 1 – hệ số tải trọng động
kr – hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc Z: Z 1 = 25 => kr
= 0.42
E = 2.1 ×105 MPa
A = 265 mm2 (tra bảng 5.12)

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho
phép [σH] = 500 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
Tương tự, [σH2] ≤ [σH] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện).
2.6 Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20
Fr = kxFt = 1.15 × 1201.8 × 3 = 4146.21 N
Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc 35o < 40 o , kx =1.15
2.7 Các thông số bộ truyền xích

Thơng số

Kí hiệu

Trị số

a (mm)

763.05

Số răng đĩa xích dẫn

z1

25

Số răng đĩa xích bị dẫn

z2

75

Tỉ số truyền

u

3

Số mắt xích

x

132

Đường kính vịng chia đĩa xích dẫn

d1

152

Đường kính vịng chia đĩa xích bị dẫn

d2

454.91

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích dẫn

da1

160.32

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích bị dẫn

da2

464.04

Đường kính vịng chân răng đĩa xích dẫn

df1

139.94

Đường kính vịng chân răng đĩa xích bị dẫn

df2

442.85

p (mm)

19.05

Khoảng cách trục

Bước xích
Số dãy xích

3

10

h


Ngun lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

III. TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG CỦA HỘP GIẢM TỐC
Số liệu ban đầu:
- P1 = 6.17 KW
- ubr = 3.49
- n1 = 730 vòng/phút
- T1 = 80718 Nmm
- Thời hạn sử dụng: 6 năm
- Chế độ làm việc: 1 năm 300 ngày, 1 ngày làm việc 2 ca, 1 ca 6h
3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
- Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
Bánh dẫn: chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB = 241 ÷ 285 có
Giới hạn bền: σb1 = 850 MPa
Giới hạn chảy: σch1 = 580 MPa
Bánh bị dẫn: chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB = 241 ÷ 285 có
Giới hạn bền: σb2 = 850 MPa
Giới hạn chảy: σch2 = 580 MPa
3.2 Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện độ cứng HB
o

σ Hlim = 2HB + 70 (MPa)

sH = 1.1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
o

σ Flim = 1.8HB (MPa)

sF = 1.75 hệ số an tồn khi tính về uốn
Chọn độ rắn: bánh dẫn (bánh nhỏ): HB1 = 275, bánh bị dẫn (bánh lớn): HB2 = 260

Khi đó:
o

σ Hlim1 = 2HB1 +70 = 2×275 +70 = 620 (MPa)
σ oFlim1 = 1.8×275 = 495 (MPa)
o

σ Hlim2 = 2HB2 +70 = 2× 260 +70 = 590 (MPa)
σ oFlim2 = 1.8×260 = 468 (MPa)

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
11

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

2.4
NHO1 = 30 × H 2.4
= 2.14 × 107
HB 1 = 30 ×275
2.4
NHO2 = 30 × H 2.4
= 1.87 ×107
HB 2 = 30 ×260

Tuổi thọ: Lh = 6 × 300 × 6 × 2 = 21600 giờ
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên:
NHE1 = 60c × n1 × Lh = 60×1×730×21600 = 94.6 × 107
NHE2 = 60c × n2 × Lh = 60×1×209.2×21600 = 27.1 × 107
NFE1 = 60c × n1 × Lh = 60×1×730×21600 = 94.6 × 107
NFE2 = 60c × n2 × Lh = 60×1×209.2×21600 = 27.1 × 107
Vì:

NHE2 > NHO2

do đó:

KHL2 = 1

=> NHE1 > NHO1

KHL1 = 1

Ứng suất tiếp cho phép:
[σ H 1] =

σ Hlim1
620
× kHL1 =
= 563.63 (MPa)
1.1
SH

[σ H 2] =

σ Hlim2
590
× kHL2 =
= 536.36 (MPa)
1.1
SH

Giá trị ứng suất tính tốn:
[σ H ] =

[ σ H 1 ]+[σ H 2 ] = 563.63+ 536.36 = 549.995 (MPa)
2

2

=> [σ H ] < 1.25[σ H 2]
Ứng suất uốn cho phép:
[σ F ] =

o

σ Flim × K FC × K FL
SF

Trong đó:
- KFC = 1 : bộ truyền quay 1 chiều
- SF = 1.75 tra bảng 6.2
- KFL1 = KFL2 = 1
[σ F 1 ] =

σ oFlim 1 × K FC × K FL1 495 ×1 ×1
=
= 288.85 MPa
1.75
SF

[σ F 2 ] =

σ Flim2 × K FC × K FL2 468 ×1 ×1
=
= 267.42 MPa
1.75
SF

o

12

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Ứng suất quá tải cho phép:
Theo cơng thức 6.13 & 6.14:
[σH]max = 2.8 × σch2 = 2.8×580 = 1624 MPa
[σF1]max = 0.8 × σch1 = 0.8×580 = 464 MPa

[σF2]max = 0.8 × σch2 = 0.8×580 = 464 MPa
3.3 Xác định thơng số cơ bản của bộ truyền
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo cơng thức 6.15a:
aw = Ka(u1 + 1)

√

T 1 × K Hβ

3

2

[σ H ] ×u × ψ ba

Ka = 43 : hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng & loại răng (răng nghiêng)
T1 = 80718 (Nmm): momen xoắn trên trục chủ động
[σH] = 549.995 ứng suất tiếp cho phép

ψba = 0,4: Bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc (tra bảng 6.6)
Theo công thức 6.16

ψ𝑏𝑑 = 0,53 × ψ𝑏𝑎 (𝑢𝑏𝑟 + 1) = 0.53 × 0.4 × (3.49 + 1) = 0.95
Theo bảng 6.7 ta có, 𝐾𝐻𝛽 = 1,05 : hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

√

aw = 43 × (3.49 + 1) 3

Lấy aw = 115 (mm)

80718 ×1.05
2
[549.995] × 3.49× 0.4

- Xác định các thơng số ăn khớp
Mođun răng:
m = (0.01 ÷ 0.02) ì = (1.15 ữ 2.3) ()
Theo bng 6.8 chọn mođun pháp mn = 2 mm
Ta có: do bánh trụ răng nghiêng nên 8° ≤ β ≤ 20°
=> cos 8 o ≥

mn × Z 1 ( ubr +1 )
2 aw

≥ cos 20

o

13

h

= 113.04 (mm)


Nguyên lý Chi tiết
GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh
máy

2 aw × cos 8 o
2a w × cos 20o
2× 115× cos 8 o
2×115 × cos 20o
≥
Z
≥
≥
Z
≥
=>

1
1
mn × ( ubr +1 )
mn × ( ubr +1 )
2× ( 3.49+ 1 )
2 × ( 3.49+1 )

=> 25.36 ≥ Z1 ≥ 24.06
Chọn: Z1 = 25 răng
=> Z2 = ubr × Z1 = 3.49×25 = 87.25
Chọn: Z2 = 87 răng
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
um =

87
= 3.48
25

Góc nghiêng là:
β=arccos(

m n × Z1 ( um +1 )
2 aw

)=arccos(

2× 25 × ( 3.48+1 )
o
)=13.11
2 ×115

3.4 Xác định thơng số hình học của bộ truyền
- Đường kính vịng chia:
d 1=

3.48× 25
mn × Z 1
=¿
o = 89.32 mm
cos ⁡(13.11 )
cos β

d 2=

3.48× 87
mn × Z 2
=¿
= 310.86 mm

cos ⁡(13.11o)
cos β

- Đường kính vịng đỉnh:
da1 = d1 + 2mn = 89.32 + 2×2 = 93.32 mm
da2 = d2 + 2mn = 310.86 + 2×2 = 314.86mm
- Đường kính vịng đáy:
df1 = d1 + 2.5mn = 89.32 - 2.5×2 = 84.32 mm
df2 = d2 + 2.5mn = 310.86- 2.5×2 = 305.86 mm
- Khoảng cách trục: aw = 115 mm
- Vận tốc vịng bánh răng:
v=

π × d1 ×n 1
π × 89.32×730
=¿
= 3.41m/s
60000
60000

Với v = 3.41 (m/s) tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác là 9
3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Ứng suất tiếp trên bề mặt răng làm việc
14

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

σ H =Z M × Z H × Z ε

√

2× T 1 × K H (um +1)
b w ×u × d 2w 1

Trong đó :
+ ZM = 274 MPa1/3 : Hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
theo bảng 6.5
+ Theo cơng thức 6.34:
ZH =

√

2× cos β b
sin (2 α tw )

ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
βb: góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở
tan βb = cos α t × tanβ
Với α t , α tw tính theo cơng thức ở bảng 6.11
- Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh
α tw =α t =acrtg(

tan α
)

cos β

- Theo tiêu chuẩn TCVN1065-71: α =20 o
α tw =α t =acrtg

(

)

tan 20o
o
=20.49
o
cos 13.11

tan𝛽𝑏 = 𝑐𝑜𝑠(20.49°) × 𝑡𝑎𝑛(13.11°) = 0.218
⇒ βb = 12.3°

√

o

2 × cos 12.3
⇒ ZH =
= 1.726
sin ⁡(2 ×20.49o )

Hệ số trùng khớp dọc:
ε β=

bw ×sinβ 0.4 ×115 ×sin 13.11o
=
=1.66> ¿1
mn × π
2π

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Zε =

√

1
εα

15

h


Nguyên lý Chi tiết
máy
1 1
Mà: ε α =[1.88−3.2( Z + Z )]cosβ
1
2
¿ [1.88−3.2(

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

1 1

o
+ )]× cos 13.11
25 87

¿1.67

Zε =

√

1
= 0.77
1.67

- Đường kính vịng lăn bánh nhỏ:
d w 1=

2 a w 2 ×115
=
=51.34 mm
um +1 3.48+1

- Với v = 3.41 < 5 (m/s), cấp chính xác 9. Chọn KHα = 1.16: Hệ số kể đến sự phân bố
không đều tải trọng cho các đôi răng
- Theo công thức 6.42:
V H =δ H × gO × v

- Trong đó:

√

aw
um

+ δ H = 0.002 : tra bảng 6.15, dạng răng nghiêng , độ rắn HB1,HB2 ≤ 350 HB
+ gO = 73 (Theo bảng 6.16 trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng)
=> VH = 0.002 ×73 ×3.41

√

115
=2.86
3.48

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:
K Hv =1+

v H × bw ×d 1
2 T 1 × K Hβ × K Hα

Trong đó:
K Hα = 1.16: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
K Hβ = 1.05: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc
=> K Hv =1+

2.86 × 0.4 ×115 ×51.34
=1.03
2× 80718 ×1.16 ×1.05

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ × KHv × KHα = 1.05×1.03×1.16 = 1.25
Thay các giá trị vừa tìm được vào σH ta được:
16

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

=> σ H =Z M × Z H × Z ε

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

√

2× T 1 × K H (um +1)
b w ×u × d 21

= 274 × 1.726× 0.77
=> σH ≤ [σH] = 549.995

√

2 ×80718 ×1.25 (3.48+1)
0.4 ×115 ×3.49 ×51.34

2

= 532.266

Vậy độ bền tiếp xúc chấp nhận được
3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43
σ F1=

2 ×T 1 × K F × γ ε × γ β ×γ E 1
b w × d w 1 × mn

Theo bảng 6.7: chọn KFβ = 1.1 :Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng
Theo bảng 6.14: V = 3.41 < 5 (m/s) cấp chính xác 9 chọn KFα = 1.4
Theo cơng thức 6.47
V F=δ F × go × v

Trong đó: δ F = 0.006;

√

aw
um
go = 73 (tra bảng 6.15 và 6.16)

V F=0.006× 73 ×3.41

√

115

=¿ 8.58 m/s
3.48

- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
K Fv =1+

v F × bw ×d w 1
8.58× 0.4 ×115 × 51.34
=1+
=1.08
2 T 1 × K Fβ × K Fα
2 ×80718 ×1.1 ×1.4

Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn là
KF = KFβ × KFv × KFα = 1.1×1.08×1.4 = 1.66
Với ε α = 1.67 , ta có:
γε =

1
1
=
=0.59 : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
ε α 1.67

Với β = 13.11o:
γ β=1−

o

β

13.11
=1−
=0.9 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
140
140

- Số răng tương đương:
17

h


Nguyên lý Chi tiết
máy
Z1
25
ZV 1=
=
=¿ 27.06
3
cos β (cos 13.11o )3
Z V 2=

Z2
cos β

3

=

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

87
=¿ 94.17
o 3
( cos 13.11 )

Theo bảng 6.18 ta được trị số của hệ số dạng răng
γF1 = 3.8 ; γF2 = 3.6
Suy ra:
σ F1=

2 ×T 1 × K F × γ ε × γ β ×γ E 1
< [σ F 1 ]
b w × d w 1 × mn

σ F1=

2 ×80718 ×1.66 × 0.59 ×0.9 ×3.8
= 114.48 MPa
0.4 ×115 ×51.34 ×2

=> σ F 1 < [σ F 1 ] = 288.85
σ F 2 =σ F 1 ×

γ F2
3.6
=×
=¿ 108.45 MPa
γ F1

3.8

=> σ F 2 < [σ F 2 ] = 267.42
Do đó độ bền uốn chấp nhận được
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo công thức 6.48:
k qt =

T max
=¿ 2.2
T

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:
σ H 1 max=σ H × √k qt =532.266 × √ 2.2=789.478<¿

- Ứng suất uốn cực đại:
σ F 1 max =σ F 1 × √ k qt =114.48 × √ 2.2=169.8< ¿
σ F 2 max =σ F 2 × √k qt =108.45 × √ 2.2=160.85< ¿

=> Các thơng số đều thỏa mãn
Khoảng cách trục

aw = 115 mm

Môđun pháp

m = 2 mm

Chiều rộng vành răng

bw = 46 mm

Tỉ số truyền thực tế

u = 3.48
18

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Góc nghiêng của răng

β = 13.11o

Số răng bánh răng

z1 = 25, z2 = 87

Hệ số dịch chỉnh

x1 = 0, x2 = 0

Đường kính vịng chia

d1 = 89.32 mm, d2 = 310.86 mm

Đường kính vịng đỉnh răng

da1 = 93.32 mm, da2 = 314.86 mm

Đường kính vòng đáy răng

df1 = 84.32 mm, df2 = 305.86 mm

IV. TÍNH TỐN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC
4.1. Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép 45 thường hoá:
Giới hạn bền là: σ𝑏 = 600 𝑀𝑃𝑎
Giới hạn chảy là: σ𝑐ℎ = 340 MPa
Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 𝑀𝑃𝑎
⇒ chọn [τ1] = 15 Mpa
[τ2] = 30 Mpa
Xác định sơ bộ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với 𝑘 = 1,2
19

h


Nguyên lý Chi tiết
máy

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Đường kính các trục được xác định theo cơng thức 10.9

√

d1 ≥ 3

T1

0.2× [ τ 1 ]

=

√

80718
=29.96 mm
0.2 ×15

=

√

273445
=35.71 mm
0.2 ×30

3

Chọn d1 = 30 mm

√

d2 ≥ 3

T2

0.2× [ τ 2 ]

3

Chọn d2 = 36 mm

4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục
Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng
F t 1=F t 2=

2× T 1 2× 80718
=
=¿ 3114.45 N
dw 1
51.34

F r 1=F r 2=

F t 1 × tan ⁡( atw ) 3114.4 × tan20.5 o
=
=¿ 1195.59 N
o
cosβ
cos 13.11

F a 1=F a2 =F t 1 ×tanβ =3114.45 × tan13.11o =725.33N

Lực tác dụng từ bộ truyền xích:
Fx = Fr = 4146.21 N
Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi:
Fk = 0.25 ×

2T 1
2× 80718
=0.25 ×
=¿ 448.43 N
Dt
90

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Dựa theo bảng 10.2 trang 189 chiều rộng các ổ lăn là 𝑏01 = 19 𝑚𝑚 và 𝑏02 = 23 𝑚𝑚
Chiều dài mayo bánh trụ răng nghiêng thứ nhất trên trục I:
𝑙𝑚13 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑1 = ( 36 ÷ 45 )𝑚𝑚 ⇒ chọn 𝑙𝑚13 = 43
Chiều dài mayo nửa nối trục đàn hồi trên trục I:
𝑙𝑚12 = (1,4 ÷ 2,5)𝑑1 = ( 42 ÷ 75 )𝑚𝑚 ⇒ chọn 𝑙𝑚12 = 60
Chiều dài mayo bánh trụ răng nghiêng thứ hai trên trục II:
𝑙𝑚23 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑2 = ( 43.2 ÷ 54 )𝑚𝑚 ⇒ chọn 𝑙𝑚23 = 50
Chiều dài mayo đĩa xích 1 trên trục II:
𝑙𝑚22 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑2 = ( 43.2 ÷ 54 )𝑚𝑚 ⇒ chọn 𝑙𝑚22 = 50
20

h