nghiên cứu thiết kế động học kết cấu theo mẫu máy dmu 60t

Hình 1: Sơ đồ động học truyền dẫn chính của TTGCDMU 60T
Hình 2: Lưới tốc độ truyền dẫn chính của TTGCDMU 60T
125.1
1
5.135
5.120
=
55
55
55
55
Động cơ AC
10CHƯƠNG III
NGHIÊN CỨU THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC KẾT CẤU THEO MẪU
MÁY DMU 60T
III.1. NGHIÊN CỨU ĐỘNG HỌC TRUNG TÂM GIA CÔNG DMU
60T:
Xích động học của cụm trục
chính của trung tâm gia công DMU
60T như sau:
Bắt đầu từ động cơ xoay chiều 3
pha kỹ thuật số → hộp tốc độ (không
làm thay đổi chiều quay của cụm trục
chính, động có khả năng thay đổi chiều
quay) → cụm trục chính. Hộp tốc độ
của trung tâm gia công bao gồm có 2
cấp tốc độ là 1 và (1/2.4545)
2
nhờ cơ
cấu bánh răng di trượt dựa trên trục
then hoa (cặp bánh răng khớp trong có

hệ thống dẫn động độc lập) ra vào
khớp. Hai khoảng điều chỉnh tốc độ
của động cơ dẫn động cụm trục chính như sau:
1
1
Hình3 : Đồ thị quan hệ mômen-côngsuất-số vòng quay của truyền động chính
Khoảng I : n
đc
= 1123 ÷ 6705 rpm
Khoảng II : n
đc
= 136 ÷ 9000 rpm
Trung tâm gia công có phạm vi biến đổi tốc độ rộng:
R =
min
max
n
n
=
20
8000
= 400.
Từ đồ thị quan hệ mô men- công suất – số vòng quay của truyền động
chính, ta có mấy nhận xét như sau:
- Tại các dải tốc độ từ 221 – 4117 vòng/phút của trục chính thì công suất
được sử dụng 100% công suất và mô men xoắn nhỏ hơn mômen xoắn
giới hạn. Mômen xoắn giới hạn đạt được giải tốc độ từ 20 – 221
vòng/phút của trục chính.( Giá trị mômen xoắn giới hạn của trục chính
bằng 561.7 Nm ). Điều này khá hợp lí khi thiết kế bởi M
x

tỉ lệ thuận với
Công suất N của động cơ và tỉ lệ nghịch với số vòng quay của trục, M
x
cứ
tăng khi công suất truyền động là không đổi còn số vòng quay cứ
giảm.Để đảm bảo cho M
x
luôn nhỏ hơn giá trị M
x
giới hạn thì ta chọn giải
pháp giảm Công suất truyền dẫn để được một tỉ số là không đổi.
2
2
Hình 4: Sơ đồ 7nh toán đai răng
- Động cơ AC vô cấp tốc độ điều khiển bằng bộ biến tần được phân thành
hai giải tốc độ như đã nêu ở trên, các giải tốc độ này được thiết kế tương
ứng với các công suất động cơ nhất định.
Trung tâm gia công DMU 60T được tính toán thiết kế dựa trên quan điểm
mô men xoắn cực đại(công suất cắt cực đại). Tại công suất động cơ bằng 13 kw
và số vòng quay trục chính bằng 221 vòng/phút( tương với tốc độ này thì số
vòng quay của trục III là: 542 vòng/phút và tại trục động cơ I là: 1498
vòng/phút)
Vậy tính toán thiết kế các chi tiết với Công suất động cơ truyền dẫn chính
là 13 kw và Số vòng quay của trục là 1498 vòng/phút.
III.2. TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ:
Các thông số đầu vào:
- Động cơ truyền dẫn chính: động cơ xoay chiều kỹ thuật số có N = 13 kw
- Số vòng quay n
min
= 20 vòng/phút

n
max
= 8000 vòng/phút
Cần thiết kế:
- Tính cụm chính theo cơ sở đông cơ truyền dẫn chính:
+ tính toán truyền dẫn đai răng.(i = 1.125)
+ tính toán truyền dẫn bánh răng.(i
1
= 1; i
2
= 1/2.45)
+ tính toán trục.
- Tính mô đun chạy dao từ động cơ chạy dao đến bộ truyền vít đai ốc – bi:
+ tính toán bộ truyền vít đai ốc – bi.
A.TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI RĂNG:
Đai răng là loại đai dẹt được chế tạo
thành vòng kín có răng ở răng mặt trong.
Khi vào tiếp xúc với bánh đai, các răng
của đai sẽ ăn khớp với các răng trên bánh
đai. Do truyền lực bằng ăn khớp, truyền
động đai răng có những ưu điểm: không có
hiện tương trượt (như bộ truyền đai trơn
dùng nguyên lý tiếp xúc), có tỉ số truyền
lớn ( u ≤ 12, đôi khi u < 20, rất lớn so với
đai dẹt và đai thang u = 2 ÷ 6), hiệu suất
cao, không cần lực căng ban đầu lớn, lực
3
3
tác dụng lên trục và lên ổ nhỏ. Đai răng được chế tạo từ cao su trộn với bột
Natri hoặc được đúc từ cao su poliuretan. Lớp chịu tải chủ yếu là dây thép, sợi

thuỷ tinh hoặc sợi poliamit.
Đường kính dây thép bằng 0.3÷0.4 mm( đối với đai có mô đun m = 2; 3
và 4 mm) và bằng 0.65÷0.8 mm( đối với m = 4; 5 và 7 mm) thường dùng loại
đai răng bằng cao su nhân tạo có cốt là dây kim loại. Nhờ lớp cốt cứng và bền
mà bước của đai không bị thay đổi. Để nâng cao độ bền mòn của răng người ta
phủ thêm lớp vải nilông.
1. XÁC ĐỊNH MÔ ĐUN VÀ CHIỀU RỘNG ĐAI:
Môđun được xác định theo công thức:
m = 35.
3
1
1
n
P
= 35.
3
1498
13
= 7.189 mm
Trong đó:
P
1
: Công suất trên bánh đai chủ động [kw], P
1
= 13 kw;
n
1
: Số vòng quay của bánh đai chủ động, n
1
= 1498 vòng/phút;

Trị số của m tính được phải tra theo bảng 4.27 – TKHDĐCK I
⇒ Chọn m = 5 mm
Các thông số của đai răng:
Môđun của đai: m = 5 mm.
Bước đai: p = 15.71 mm.
Chiều dày răng nhỏ nhất: S = 5.0 mm.
Chiều cao răng: h = 3.5 mm.
Chiều dày đai: H = 6.5 mm.
Khoảng cách từ đáy răng đến đường trung bình của lớp chịu tải:
δ = 0.8 mm.
Góc prôfin răng: γ = 40 °
Bán kính góc lượn: R
1
= 1.2 mm.
R
2
= 1.2 mm.
Chiều rộng của đai răng:
4
4
b = ψ
đ
.m = 30 …45 mm = 40 mm.
Trong đó:
ψ
đ
: 6…9 hệ số chiều rộng đai, chọn giá trị nhỏ khi lấy môđun tiêu chuẩn
lớn hơn m tính toán và lấy giá trị lớn trong trường hợp còn lại; chọn b
theo bảng 4.28-TKHDĐCK I
2. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN:

Số răng của bánh đai nhỏ được chọn theo bảng 4.29 TKHDĐCK I
nhằm đảm bảo tuổi thọ cho đai. Số răng của bánh đai lớn:
z
1
= 24 răng( được chọn theo bảng 4.29 – TKHDĐCK I ).
z
2
= u.z
1
= 1,125.24 = 27 răng.
Khoảng cách trục được chọn theo điều kiện:
a
min
≤ a ≤ a
max
với a
min
= 0,5.m.(z
1
+z
2
) + 2.m = 0,5.5.(24+27) + 2.5 = 137.5 mm
a
max
= 2m(z
1
+ z
2
) = 2.5.(24 + 27) = 510 mm.
Số răng đai z

đ
:
z
đ
=
( )
a
pzzzz
p
a
402
2
2
1221
−
+
+
+
=
z
đmin
=
( )
=
−
+
+
+
5,137.40
71,152427

2
2724
71,15
5,137.2
2
43.03 mm
z
đmax
=
( )
510.40
71,152427
2
2724
71,15
510.2
2
−
+
+
+
= 90.43 mm
Z
đ
= [ 43 ; 90] (theo bảng 4.30 – chiều dài đai răng -TKHDĐCK I )
⇒ z
đ
= 71 răng
⇒ l
đ

= 1114,7 mm
Từ l
đ
tính lại khoảng cách trục a theo công thức 4.6 TKHDĐCK I :
a =
(
)
4
.8
22
∆−+
λλ
=
(
)
4
5,7.8095,714095,714
22
−+
= 356,97 mm.
Trong đó:
5
5
λ = l
đ
- p(z
1
+ z
2
)/2 = 1114,7 – 15,71(24 + 27)/2 = 714,095.

∆ = m(z
1
+ z
2
)/2 = 5(27 -24)/2 = 7,5
Đường kính vòng chia các bánh đai:
d
1
= m.z
1
= 5.24 = 120 mm.
d
2
= m.z
2
= 5.27 = 135 mm.
Đường kính ngoài của bánh đai:
d
a1
= m.z
1
– 2.δ = 5.24 – 2.0,8 = 118,4 mm.
d
a2
= m.z
1
– 2.δ = 5.27 – 2.0,8 = 133,4 mm.
Số răng đồng thời ăn khớp trên bánh đai nhỏ:
z
0

= z
1
.
360
1
α
= 24.
360
59,177
= 12 răng.
trong đó:
α
1
= 180
0
– [m(z
2
– z
1
)/a].57,3
0
= 180 – [5.(27 - 24)/356,97].57,3 =
177,59
0
.
3. KIỂM NGHIỆM ĐAI VỀ LỰC VÒNG RIÊNG:
q = F
t
.K
đ

/b + q
m
.v
2
≤ [q]
Trong đó:
F
t
– lực vòng [N], được xác định theo công thức:
F
t
= 1000.N
1
/v = 1000.13/9,54 = 1362,7 N.
v =
1000.60
nd
=
1000.60
1498.5,120.
π
= 9,54 m/s;
K
đ
: Hệ số tải trọng động tra theo bảng 4.7 TKHDĐCK I, K
đ
= 1;
q
m
: khối lượng 1 mét đai có chiều rộng 1 mm, trị số của q

m
tra theo bảng,
q
m
= 0,0075kg/(m, mm).
Hệ số tải trọng động K
đ
= (tra theo bảng 4.7 – TKHDĐCK I )
V – vận tốc vòng m/s.
[q] = [q
0
].C
z
.C
u
= 35.1.1 = 35
- [q
0
] – Lực vòng riêng N/mm, được xác định bằng thực nghiệm ứng với
đai có tỉ số truyền u ≥ 1; số bánh đai là 2 và số răng đai đồng thời ăn
6
6
khớp trên bánh đai nhỏ z
0
≥ 6, trị số của q
0
cho trong bảng 4.31
TKHDĐCK I, q
0
= 35;

- C
z
– Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đồng thời ăn khớp, xác định
theo bảng(trang 71 – TKHDĐCK I ); C
z
= 1;
- C
u
– Hệ số kể đến ảnh hưởng của truyền động tăng tốc:C
u
= 1;
q = F
t
.K
đ
/b + q
m
.v
2
= 1362,7.1/40 + 0,0075.9,54
2
= 34,75 ≤ [q] = 35.
7
7
4. CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI RĂNG:
Mô tả thông số, tên gọi, thứ nguyên Ký hiệu Giá trị
Mô đun [mm] m 5
Bước đai [mm] p 15,71
Chiều rộng bánh đai [mm] b 40
Chiều dày răng nhỏ nhất [mm] s 5.0

Chiều cao răng [mm] H 3.5
Chiều dày đai [mm] H 6.5
Chiều dày từ đáy răng tới lớp chịu tải [mm]
δ
0.8
Góc prôfin răng [
o
]
γ
40
Bán kính góc lượn của răng R
1
1.5
R
2
1.2
Số răng của bánh đai nhỏ Z
1
24
Số răng của bánh đai lớn Z
2
27
Đường kính vòng tròn chia [mm] d
c1
120.5 (120)
d
c2
135.5 (135)
Đường kính vòng tròn đáy [mm] d
đ1

117.5
d
d2
132.5
Đường kính vòng tròn đỉnh [mm] d
đ1
127.5
d
đ2
132.5
8
8
Hình 5: Sơ đồ bố trí các bánh răng trong hộp tốc độ
B.TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:
Các thông số đầu vào của bộ truyền bánh răng:
Công suất truyền dẫn P
1
= 13 kw
Tỉ số truyền i = 1; 1/ 2,4545
2
I. TÍNH TOÁN CÁC CẶP BÁNH RĂNG Ở NGOÀI HỘP:
Các cặp bánh răng ở
ngoài hộp tốc độ bao gồm 1
cặp bánh răng thẳng và một
cặp bánh răng côn. Cặp
bánh răng thẳng có tỉ số
truyền u = 1, m = 2, z = 55
nhằm truyền động cho trục
phay nằm ngang.Cặp bánh
răng côn dùng để truyền

động cho trục phay đứng có
có tỉ số truyền u = 1,m =
2.5, z = 34.
I.1. TÍNH CẶP BÁNH
RĂNG TRỤ
I.1.1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính
toán thiết kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng.
Như vậy chọn loại vật liệu là tuỳ thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn
hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được
cung cấp, có yêu cầu kích thước phải gọn hay không?…
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá
trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu của các bánh răng là như nhau, cụ thể
theo bảng 6.1 TKHDĐCK I , chọn:
Thép 25XΓT(có các thành phần hoá học chủ yếu như sau:
%C = 0.25 % %Cr = 1.0%
%Mn = 1.0 % %Ti = 1.0% và các chất
khác).
Phương pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn:
- Độ rắn: 57 ÷ 63 HRC
9
9
- Giới hạn bền: σ
b
= 1150 MPa.
- Giới hạn chảy: σ
ch
= 950 MPa.
I.1.2. Xác định ứng suất cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ

H
] và ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ
H
] được xác định theo công thức(6.1 – TKHDĐCK I ):
[σ
H
] =








H
H
S
0
lim
σ
.Z
R
.Z
V
.K
xH
.K
HL

.
[σ
F
] =








F
F
S
0
lim
σ
.Y
R
.Y
S
.K
xF
.K
HL
.K
Fc.
Trong đó các thông số được xác định như sau:
- σ

0
Hlim
và σ
0
Flim
: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với chu kì cơ sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2.
⇒ σ
0
Hlim1
=σ
0
Hlim2
= 23HRC = 23.60 = 1380 (MPa) và
⇒ σ
0
Flim1
= σ
0
Flim2
= 750 MPa (với 60HRC)
- S
H
và S
F
: hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có:
⇒S
H
= 1,2 và S
F

= 1,55.
- Z
R
: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt răng.
- Z
v
: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- K
xH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
⇒ Khi tính toán sơ bộ thì Z
R
. Z
v
. K
xH
= 1
- Y
Z
: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt chân răng.
- Y
S
: hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
- K
xF
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng đến độ bền uốn.
⇒ Khi tính toán sơ bộ thì Y
Z
.Y
S

. K
xF
= 1
- K
FC
: hệ số xét đến ảnh hưởng của tải, K
FC
= 1 khi tải đặt ở một
phía(bộ truyền quay một chiều) và K
FC
= 0,7 ÷ 0,8 khi đặt tải hai
phía(dùng 0,8 khi HB > 350).
⇒ K
FC
= 0,8
10
10
- K
HL
và K
FL
: hệ số xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức sau:
K
HL
=
H
m
HE
HO

N
N
và K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N
Trong đó:
 m
H
và m
F
: bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; m
H
=
6 và m
F
= 9 khi HB > 350.
 N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
N
HO
= 30.HB
2,4

= 30.605
2,4

= 142,3.10
6
.
 N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; N
FO
=
4.10
6
, đối với tất cả các loại thép.
 N
HE
và N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương; coi bộ
truyền chịu tải trọng tĩnh; N
HE
= N
FE
= 60.c.n.t
∑
o c : số lần ăn khớp trong một vòng quay;c = 1;
o n : số vòng quay trong một phút; n
tốc độ cao
= 1498
vòng/phút;

n
tốc độ thấp
= 542
vòng/phút;
o t
∑
: tổng số giờ của bánh răng đang xét: t
∑
= 54 000 h;
⇒ N
HE tốc độ cao
= N
FE
= 60.c.n.t
∑
= 60.1.998.54000 = 4854.10
6
> N
HO
⇒ N
HE tốc độ thấp
= N
FE
= 60.c.n.t
∑
= 60.1.165.54000 = 1756.10
6
> N
HO
theo TKHDĐCK I chọn: N

HE
= N
HO
(khi N
HE
> N
HO
)
N
FE
= N
FO
(khi N
FE
> N
FO
)
⇒ K
HL
= K
FL
= 1
Từ các thông số trên ta tính được [σ
H
] và [σ
F
]:
[σ
H
] =

H
H
S
0
lim
σ
K
HL
= 1380.
2,1
1
= 1150 MPa.
11
11
[σ
F
] =
F
F
S
0
lim
σ
K
FC
.K
FL
= 750 .
75,1
8,0.1

= 342,86 MPa.
I.1.3. Xác định các thông số bộ truyền:
I.1.3.1. Xác địnhkhoảng các trục a
w
:
a
ω
= K
a
(u ± 1)
[ ]
3
2
1

.
baH
H
u
KT
ψσ
β
Trong đó:
- K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, theo 6.5
TKHDĐCK I, K
a
= 49,5 MPa
1/3

(thép – thép, răng thẳng).
- [σ
H
]: ứng suất tiếp xúc cho phép, tính ở phần trước, [σ
H
] = 1150 MPa.
- ψ
ba
= b
ω
/a
ω
- hệ số ảnh hưởng đến chiều rộng vành răng = 0,2 ÷ 0,25.
- K
H
β
- hệ số kể đến sự phối hợp không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc; theo bảng 6.7 TKHDĐCK I; ψ
bd
=0,53ψ
ba
(u ±
1) = 0,53.0,2(1+1) = 0,212 ⇒ K
H
β
= 1,01;
- T: mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động:
T = 9,55.10
6
.P/n

với đường truyền tốc thấp:T = 9,55.10
6
.13.0,96.0,98
2
/
(1498/2,4545
2
.1,125) = 517889 Nmm
⇒ a
ω
= K
a
(u ± 1)
[ ]
3
2
1

.
baH
H
u
KT
ψσ
β
= 49,5.(1+1)
3
2
2,0.1.1150
01,1.517889

= 124.26 mm.
với đường truyền tốc cao: T = 9,55.10
6
.13.0,96/(1498/1,125) = 89507
Nmm.
⇒ a
ω
= K
a
(u ± 1)
[ ]
3
2
1

.
baH
H
u
KT
ψσ
β
= 49,5.(1+1)
3
2
2,0.1.1150
01,1.89507
= 73.55 mm
Chọn theo dãy tiêu chuẩn và theo máy đã nghiên cứu: a
ω

= 110 mm.
I.1.3.2. Xác định các thông số bộ truyền:
- Theo 6.17 TKHDĐCK I, m = (0,01 ÷ 0,02)a
ω
= 0,11 ÷ 0,22 mm.
12
12
⇒ chọn m = 2
- Xác định số răng z
1
:
Z
1
=
( )
1
.2
+um
a
ω
=
)11(2
110.2
+
= 55 răng.
Z
1
= Z
2
= 55 răng;

Tính lại khoảng cách trục a
ϖ
= (z
1
+ z
2
)m/2 = (55 + 55)2/2 = 110 mm.
I.1.3.3. Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc:
Phép tính kiểm nghiệm nói chung được tiến hành khi đã biết các
thông số của bộ truyền và điều kiện làm việc. Ở đây yêu cầu xác định với
độ xác định với độ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến
khả năng làm việc của bộ truyền, nhờ đó người thiết kế có thể thay đổi
một vài kích thước yêu cầu.
Theo 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
))(1(2
2
ωω
udbuTK
H
±
Trong đó:
- Z

M
– hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số
của Z
M
tra trong bảng 6.5; Z
M
= 274 MPa
1/3
- Z
H
– hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
twb
αβ
2sin/cos.2
=
( )
00
20.2sin/0cos.2
= 1,764
Trong đó: (Các công thức lấy theo bảng 6.11 – TKHDĐCK I )
+ β
b
- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tgβ
b
= cosα
t

.tgβ = cos20
0
.tg0
0
= 0
0
với: α
t
= arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20
0
/cos0
0
) = 20
0
+ α
tw
= arctg(tgα/cosβ) = 20
0
- Z
ε
- hệ số kể đến sự trùng hợp của răng, xác định như sau:
+ ε
β
= b
w
sinβ/(m.π) = 0
13
13
+ ε
α

=
βαπ
α
ω
cos/cos 2
sin2
2
2
2
2
2
1
2
1
t
twbaba
m
adddd −−+−
với: ε
α
= hệ số trùng khớp ngang.
d
b
là đường kính hình trụ cơ sở; d
b1
= d
b2
= dcosα
t
=

2.55.cos20
0
d
a1
là đường kính đỉnh răng; d
a1
= d
a2
= 2.55 + 2.2 =
114.
⇒ ε
α
=
( ) ( )
=
−−+−
00
0
2
02
2
02
0cos/20cos.2 2
20sin.110.220cos.55.211420cos.55.2114
π
1.771
với ε
β
= 0 ⇒ Z
ε

=
3
4
α
ε
−
=
3
771.14 −
= 0.861
- K
H
- hệ số tải trọng động khi tính đến tiếp xúc;
K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K
Hv
= 1,01.1.1,04 = 1,05
+ K
H
: Hệ số tải trọng động;
+ K
H

β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.7 ⇒ K
H
β
= 1,01
+ K
H
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp, trị số của K
H
α
= 1 đối với răng thẳng.
+ K
Hv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
trị số của K
Hv
tính theo công thức hoặc tra bảng P2.3 TKHDĐCK I
, K
Hv
= 1.04
- T – mômen xoắn trên trục chủ động;
T = 9,55.10
6
.13.0,96.0,98
2
/(1498/2,4545
2

.1,125) = 517889 Nmm
- U – tỉ số truyền; u = 1
- b
ϖ
- chiều rộng vành răng; b
ω
= ψ
ba
.a
ω
= 0,2.110 = 22 mm.
14
14
σ
H
= 274.1,764.0,861.
( )
2
110.1.22
1105,1.517889.2 +
= 1189 MPa ≥ [σ
H
] =
1150 MPa.
Vậy ta có thể khắc phục bằng cách tăng chiều rộng bánh răng theo công
thức sau:
b
w
= ψ
ba

.a
w
.(σ
H
/[σ
H
])
2
= 0,2.110.(1189/1150)
2
= 23 mm là đủ bền nhưng
theo máy đã nghiên cứu ta chọn chiều rộng vành răng bằng 35 mm.
I.1.3.4. Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân
răng không vượt quá một giá trị cho phép:
σ
F1
= 2.T
1
.K
F
.Y
ε
.Y
β
.Y
F1
/(b
w
.d

w1
.m) ≤ [σ
F1
]
σ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/Y
F1
≤ [σ
F2
]
Trong đó:
- T
1
: mô men xoắn trên bánh chủ động;
T = 9,55.10
6
.13.0,96.0,98
2
/(998/2,4545
2
.1,125) = 517889 Nmm
- m : mô đun pháp; m = 2 mm.
- b
w
: chiều rộng vành răng; b

w
= 35 mm.
- d
w1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động, d
w1
= 110 mm.
- Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε
α
là hệ số trùng khớp
ngang tính theo 6.38 TKHDĐCK I ;
Y
ε
=
α
ε
1
=
771,1
1
= 0,565
- Y
β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng (β = 0), Y
β
=1;
- Y
F1

, Y
F2
: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng
tương đương, số răng dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18.
Y
F1
= Y
F2
= 3.635
- K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
F
= K
F
β
. K
F
α
. K
Fv
= 1,01.1.1 = 1,01
Với:
15
15
+ K
F
β
: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 hoặc tra trực tiếp từ
bảng phụ lục 2.3;
K
F
β
= 1,01.
+ K
F
α
: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14, với răng
thẳng K
F
α
= 1;
+ K
Fv
: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
khi tính về uốn:
K
Fv
= 1 +
αβ
ωω
υ
FF
F
KKT
db
2

1
1
=1 +
37,1.02,1.460346.2
110.35.116,0
= K
Fv
= 1.
Với: υ
F
=
u
a
vg
F
ω
δ

0
=
1
110
69,76.016,0
=0,116
Trong đó các hệ số δ
F
và g
0
tra bảng 6.15 và 6.16, v

tính theo công thức 6.40 TKHDĐCK I:
v =
6000

11
nd
w
π
=
6000
5,1331.110.
π
= 76.69
- [σ
F1
], [σ
F2
] – ứng suất uốn cho phép của răng 1 và 2, xác định theo
công thức (6.2), (6.4), (6.6) và (6.8).
σ
F1
= 2.T
1
.K
F
.Y
ε
.Y
β
.Y

F1
/(b
w
.d
w1
.m) =
2.110.35
635,3.1.565,0.01,1. 517889.2
= 279 <
[σ
F1
] = 342
I.1.3.5. Kiểm nghiệm theo độ bền quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm
máy v.v.) với hệ số quá tải K
qt
= T
max
/T = 1, trong đó T là mômen xoắn
danh nghĩa, T
max
là momem xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng
về quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại.
Để tránh biến dạng dư hoặc hoặc biến dạng dòn bề mặt, ứng suất
cực đại σ
Hmax
không được vượt quá giá trị cho phép:
16
16
σ

Hmax
= σ
H
.
qt
K
≤ [σ
Hmax
]
Trong đó: σ
H
được xác định theo công thức 6.33 TKHDĐCK I và
[σ
Hmax
] theo công thức 6.13 TKHDĐCK I.
[σ
Hmax
] = 40HRC = 40.63 = 2520
Đồng thời để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn
chân răng ứng suất uốn cực đại σ
Fmax
tại mặt lượn không được vượt quá
một giá trị cho phép:
σ
Hmax
= σ
F
.K
qt
≤ [σ

Fmax
]
Trong đó: σ
F
được xác định theo công thức 6.43 và 6.44
TKHDĐCK I và [σ
Hmax
] theo công thức 6.14 TKHDĐCK I.
[σ
Fmax
] = 2,8.σ
ch
= 2,8.950 = 2660.
17
17
I.1.3.6. Các thông số và kích thước bộ truyền:
Thông số Kí hiệu và công thức tính Kết quả
Khoảng cách trục a
w
110 mm
Mô đun pháp m
n
2 mm
Chiều rộng vành răng b
w
35÷40 mm
Tỉ số truyền i 1
Góc nghiêng của răng
β
0

Số răng của các bánh răng Z
1
55 mm
Hệ số dịch chỉnh Z
2
55 mm
Đường kính vòng chia d
c
110 mm
Đường kính vòng đỉnh d
a
114 mm
Đường kính vòng chân d
f
105 mm
I.2. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN:
Theo mẫu máy DMU 60T: bộ truyền bánh răng côn được dùng để lắp đầu
phay đứng có hướng vuông góc với trục chính nằm ngang. Bộ truyền bánh răng
côn có tỉ số truyền i = 1, mô đun = 2,5, các thông số đầu vào để tính toán bộ
truyền bánh răng côn của cụm trục chính:
N = 13 kw; n = 1498 vòng/phút.
I.2.1. Xác định các ứng suất cho phép:
I.2.1.1. Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong
thiết kế, ở đây chọn vật liệu của các bánh răng là như nhau, cụ thể theo bảng
6.1 TKHDĐCK I , chọn:
Thép 25XΓT(có các thành phần hoá học chủ yếu như sau:
%C = 0.25 % %Cr = 1.0%
%Mn = 1.0 % %Ti = 1.0% và các chất
khác).

Phương pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn:
18
18
- Độ rắn: 57 ÷ 63 HRC
- Giới hạn bền: σ
b
= 1150 MPa.
- Giới hạn chảy: σ
ch
= 950 MPa.
I.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] được
xác định theo công thức(6.1 – TKHDĐCK I ):
[σ
H
] =








H
H

S
0
lim
σ
.Z
R
.Z
V
.K
xH
.K
HL
.
[σ
F
] =








F
F
S
0
lim
σ

.Y
R
.Y
S
.K
xF
.K
HL
.K
Fc.
Trong đó các thông số được xác định như sau:
- σ
0
Hlim
và σ
0
Flim
: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với chu kì cơ sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2.
⇒ σ
0
Hlim1
=σ
0
Hlim2
= 23HRC = 23.60 = 1380 (MPa) và
⇒ σ
0
Flim1
= σ

0
Flim2
= 750 MPa (với 60HRC)
- S
H
và S
F
: hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có:
⇒S
H
= 1,2 và S
F
= 1,55.
- Z
R
: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt răng.
- Z
v
: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- K
xH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
⇒ Khi tính toán sơ bộ thì Z
R
. Z
v
. K
xH
= 1
- Y

Z
: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt chân răng.
- Y
S
: hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
- K
xF
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng đến độ bền uốn.
⇒ Khi tính toán sơ bộ thì Y
Z
.Y
S
. K
xF
= 1
- K
FC
: hệ số xét đến ảnh hưởng của tải, K
FC
= 1 khi tải đặt ở một phía(bộ
truyền quay một chiều) và K
FC
= 0,7 ÷ 0,8 khi đặt tải hai phía(dùng 0,8
khi HB > 350).
19
19
⇒ K
FC
= 0,8
- K

HL
và K
FL
: hệ số xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền được xác định theo công thức sau:
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
và K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N
Trong đó:
 m
H
và m
F
: bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; m
H

=
6 và m
F
= 9 khi HB > 350.
 N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
N
HO
= 30.HB
2,4

= 30.605
2,4

= 142,3.10
6
.
 N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; N
FO
=
4.10
6
, đối với tất cả các loại thép.
 N
HE
và N
FE

: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương; coi bộ
truyền chịu tải trọng tĩnh; N
HE
= N
FE
= 60.c.n.t
∑
o c : số lần ăn khớp trong một vòng quay;c = 1;
o n : số vòng quay trong một phút; n
tốc độ cao
= 1498
vòng/phút;
n
tốc độ thấp
= 542
vòng/phút;
o t
∑
: tổng số giờ của bánh răng đang xét: t
∑
= 54 000 h;
⇒ N
HE tốc độ cao
= N
FE
= 60.c.n.t
∑
= 60.1.998.54000 = 4854.10
6
> N

HO
⇒ N
HE tốc độ thấp
= N
FE
= 60.c.n.t
∑
= 60.1.165.54000 = 1756.10
6
> N
HO
theo TKHDĐCK I chọn: N
HE
= N
HO
(khi N
HE
> N
HO
)
N
FE
= N
FO
(khi N
FE
> N
FO
)
⇒ K

HL
= K
FL
= 1
Từ các thông số trên ta tính được [σ
H
] và [σ
F
]:
20
20
Hình 6: Sơ đồ 7nh toán bánh răng côn
[σ
H
] =
H
H
S
0
lim
σ
K
HL
= 1380.
2,1
1
= 1150 MPa.
[σ
F
] =

F
F
S
0
lim
σ
K
FC
.K
FL
= 750 .
75,1
8,0.1
= 342,86 MPa.
I.2.2. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG:
I.2.2.1. Xác định chiều dài côn ngoài hoặc đường kính chia ngoài:
Chiều dài côn ngoài hoặc đường kính
chia ngoài của bánh côn chủ động được xác
định theo độ bền tiếp xúc, công thức 6.52a
TKHDĐCK I, như sau:
R
e
=K
R
.
( )
[ ]
3
2
1

2
1
.
.1
Hbebe
H
uKK
KT
u
σ
β
−
+
Trong đó:
- K
R
= 0.5K
d
– hệ số phụ thuộc bánh răng
và loại răng. Với truyền động bánh răng
côn răng thẳng bằng thép, K
d
= 100
MPa
1/3
;
- K
R
= 50.
- K

H
β
- hệ số kể đến phân bố không đều tải
trọng trên chiều rộng vành răng côn, tra
bảng 6.21; giá trị K
H
β
phụ thuộcvào giá trị K
be
= 0,3 và tỉ số truyền u =1;
K
H
β
= 1,16 ứng với giá trị
be
be
K
uK
−2
.
= 0,17( chọn ≈ 0,2);
- K
be
– hệ số chiều rộng vành răng, K
be
= b/R
e
= 0,25…0,3 (trị số nhỏ dùng
khi u > 3, trị số lớn dùng khi u ≤ 3); K
be

= 0,3;
- T
1
– Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm; Mômen xoắn lớn khi
truyền dẫn chính qua đường truyền tốc độ thấp:
T = 9,55.10
6
.13.0,96.0,98
2
/(1498/2,4545
2
.1,125) = 517889 Nmm
- [σ
H
] – ứng suất tiếp xúc cho phép; [σ
H
] = 1150 MPa.
21
21
R
e
= K
R
.
( )
[ ]
3
2
1
2

1
.
.1
Hbebe
H
uKK
KT
u
σ
β
−
+
= 50.
( )
3
2
2
1150.1.3,0.3,01
16,1.517889
.11
−
+
= 91,45
mm.
I.2.2.2. Xác định các thông số ăn khớp:
Số răng bánh nhỏ:
d
e1
= 2R
e

/
2
1 u+
= 129,33 mm, do đó tra bảng 6.22 TKHDĐCK I
và kết hợp với máy đã tham khảo được z
1p
= 34 răng. Với H
1
và H
2
> 45 HRC ta chọn z
1
= z
1p
= 34 răng.
Đường kính trung bình và môđun trung bình:
d
m1
= (1 – 0,5.K
be
)d
e1
= (1 – 0,5.0,3).129,33 = 109,93 mm.
m
tm
= d
m1
/z
1
= 109,33/34 = 3.215

Theo công thức 6.56, ta có:
Với bánh răng côn răng thẳng:
m
te
= m
tm
/(1 – 0,5.K
be
) = 3,215/(1 – 0,5.0,3) = 3.676, chọn theo dãy
tiêu chuẩn, bảng 6.8 TKHDĐCK I và kết hợp với máy đã tham
khảo , lấy trị số m
te
= 2,5, do đó:
m
tm
= m
te
/(1 – 0,5.K
be
) = 2,5/(1 – 0,5.0,3) = 2,94.
z
1
= d
m1
/ m
tm
= 109,33/2,94 = 37.1 lấy theo máy đã nghiên cứu là z
1
= 34 răng;
Số răng bánh lớn: z

2
= u.z
1
= 1.34 = 34 răng;
Xác định lại tỉ số truyền: u = z
2
/ z
1
= 34/34 = 1;
Góc côn chia:
δ
1
= arctg(z
1
/z
2
) = arctg(34/34) = 45
0
.
δ
2
= 90 - δ
1
= 45
0
.
Đường kính trung bình của bánh nhỏ d
m1
= z
1

.m
tm
= 34.2,94 = 99,96 mm.
I.2.2.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
22
22
Theo công thức (6.58) TKHDĐCK I:
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
udb
uKT
m
H
85,0
1 2
2
1
2
1
+
≤ [σ
H
]

Trong đó:
Z
M
– Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số của Z
M
được tra trong bảng 6.5 TKHDĐCK I, Z
M
= 274 MPa
1/3
;
Z
H
– Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số Z
H
tra trong bảng 6.12
với lưu ý trong bộ truyền bánh răng côn thường dùng dịch chỉnh đều hoặc
không dịch chỉnh và β
m
= β; Z
H
= 1,76;
Z
ε
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác định theo công thức
sau:
Z
ε
=
3
4

α
ε
−
=
3
692,14 −
= 0,877
Với ε
α
- hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức;
ε
α
= [1,88 – 3,2(1/z
1
+ 1/z
2
)]cosβ
m
= [1,88 – 3,2(1/34 + 1/34)]cos0
0
= 1,692
K
H
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
K
H
= K
H
β
.K

H
α
.K
Hv
= 1,16.1.1,04 = 1,2
Với:
- K
H
β
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng tra bảng 6.21 - TKHDĐCK I ; K
H
β
= 1,16;
- K
H
α
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp; với bánh răng côn răng thẳng K
H
α
=1;
- K
Hv
– Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo
công thức:
K
Hv
= 1 +
αβ

υ
HH
m
KKT
db
2

1
1
= 1 +
1.16,1.517889.2
96.99.44,27.76,16
= 1,04
Trong đó:
23
23
υ = δ
H
.g
o
.v.
( )
u
ud
m
1.
1
+
= 0,014.73.1,16.
( )

1
11.96,99 +
= 16.76
Với: v =
1000.60

11
nd
m
π
=
( )
1000.60
45,45,2.125,11498.96,99.
2
π
= 1.16 m/s.
σ
H
, g
o
: được tra trong bảng 6.15 và 6.15 - TKHDĐCK I; σ
H
= 0,014, g
o
=73;
- T
1
– Giá trị mômen xoắn trên trục bánh chủ động;
T

1
= 9,55.10
6
N/n = 9,55.10
6
.13.0,96.0,98
2
/(1498/2,4545
2
.1,125) = 517889
Nmm
- b = K
be
.R
e
– chiều rộng vành răng; b = 0,3.91,45 = 27,44
- [σ
H
] – ứng suất tiếp xúc cho phép MPa, được xác định từ trước, [σ
H
] =
1150.
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε

.
udb
uKT
m
H
85,0
1 2
2
1
2
1
+
= 274.1,76.0,877
1.96,99.44,27.85,0
11.2,1.517889.2
2
2
+
=1161.49
MPa
σ
H
≥ [σ
H
] = 1150 MPa. Ta có thể khắc phục bằng cách tăng chiều rộng b theo
công thức sau đây: b = K
be
.R
e
(σ

H
/[σ
H
])
2
= 0,3.91,45.(1161,49/1150)
2
= 27,98;
I.2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Tương tự bộ truyền bánh răng trụ, điều kiện bền uốn đối với bánh răng
côn được viết như sau:
σ
F1
=
1
11
85,0
2
mtm
FF
dmb
YYYKT
βε
≤ [σ
F1
]
σ
F2
= σ
F1

.Y
F2
/Y
F1
≤ [σ
F2
]
Trong đó:
T
1
– Mômen xoắn trên trục bánh chủ động;
T
1
= 9,55.10
6
N/n = 9,55.10
6
.13.0,96.0,98
2
/(1498/2,4545
2
.1,125) = 517889
Nmm
24
24
m
nm
– Môđun pháp trung bình( đối với bánh răng côn răng thẳng thì m
nm
=

m
tm
)
m
tm
= m
te
/(1 – 0,5.K
be
) = 2,5/(1 – 0,5.0,3) = 2,94.
b – Chiều rộng vành răng; b = K
be
.R
e
= 0,3.91,45 = 27,44
d
m1
- Đường kính trung bình của bánh chủ động; d
m1
= z
1
.m
tm
= 34.2,94 =
99,96
Y
α
- Hệ số trùng khớp ngang; Y
α
= 1/ε

α
= 1/1,74 = 0,575;
Y
β
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng; Y
β
= 1- β
n
0
/140 = 1
Y
F1
, Y
F2
- Hệ số dạng răng tra bảng 6.18 –TKHDĐCK I theo số răng tương
đương z
vn
tính theo công thức 6.53a hoặc 6.34b. Nếu dịch chỉnh đều thì chọn
x
1
theo bảng 6.20 – TKHDĐCK I theo công thức 6.50 và x
2
= - x
1
= 0;(z
vn
=
48) Y
F1
= Y

F2
= 3,65;
K
H
– Hệ số tải trọng khi tính về uốn;
K
F
= K
F
β
.K
F
α
.K
Fv
=1,25.1.1,05 = 1,31.
Với:
- K
F
β

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, tra
bảng 6.21;
K
F
β
= 1,25;
- K
F
α

- Hệ só kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, tra bảng 6.14, với bánh răng côn răng thẳng K
F
α
= 1;
- K
Fv
– Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo
công thức ( tương tự như khi tính về tiếp xúc):
K
Fv
= 1 +
αβ
υ
FF
mF
KKT
db
2

1
1
= 1 +
1.25,1.517889.2
96,99.98,27.15,19
= K
Fv
=1,05
Trong đó:
υ = δ

F
.g
o
.v.
( )
u
ud
m
1.
1
+
= 0,016.73.1,16.
( )
1
11.96,99 +
= 19,15
Với: v =
1000.60

11
nd
m
π
=
( )
1000.60
45,45,2.125,11498.96,99.
2
π
= 1.16 m/s.

25
25