Đồ án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng nghiêng dẫn động băng tải

PHẦN I:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ:
1.1 Xác định công suất động cơ:
-công suất làm việc trên trục công tác là:

1000
.VP
P
lv
=

-trong đó: P: lục kéo băng tải(N)
V: vận tốc băng tải(m/s)
-thay số:
)(4
1000
8.05000
kwP
lv
=
×
=

-băng tải làm việc tải trọng thay đổi nhẹ nên có thể coi như không đổi.

)(4 kwPP
lvtd
=
=

-công suất cần thiết của động cơ:
η
td
ct
P
P =

với
η
là hiệu suất chung cho toàn hộp giảm tốc.

dbrolk
ηηηηηηηηη
×××=⇒×××=
23
321


-trong đó:
k
η
hiệu suất của khớp nối;
k
η
=0.99

ol
η
hiệu suất của một cặp ổ lăn;
ol

η
=0.995

br
η
hiệu suất của một cặp bánh răng nghiêng;
br
η
=0.97

d
η
hiệu suất của một bộ truyền đai;
d
η
=0.96
suy ra:
881.096.097.0995.099.0
23
=×××=⇒
η

công suất cần thiết của động cơ:
54.4
881.0
4
==
ct
P (kw)
1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ điện

:
số vòng quay đồng bộ của động cơ điện được tính :
chungcttlvsb
ununn =
=
.
tra bảng 2.4/sách TK HDDCK ,ta chọn được các thông số sau:

+
hgtdchungt
uuuu
×
=
=
tỷ số truyền của hệ dẫn động;
+
=
d
u
3 5 tỷ số truyền của bộ truyền đai thang;
+
=
hgt
u
8 40 tỷ số truyền của hộp giảm tốc;chọn bằng 20;
vậy:
)53(20
÷
×
=

×
=
=
bdchungt
uuuu
=(60
÷
100)
+
ct
n
: số vòng quay động cơ khi làm việc;

D
V
nn
ctlv
×
×
×
==
π
100060
là tốc độ quay của tang
suy ra:
)/(2.38197.38
400
8.0100060
phútvòngnn
ctlv

≈=
×
×
×
==
π

vậy :
×
== 2.38.
tlvsb
unn
(60
÷
100)=(2292
÷
3820)(vòng/phút)
1.3 chọn động cơ
:
động cơ cần chọn phải đáp ứng được những yêu cầu đặt ra ,
đó là: -công suất cần thiết
)(54.4 kwPP
lvdc
=
≥

-tốc độ quay đạt
2292
=
≥

sbdc
nn
(vòng/phút)
Tra bảng P1.3 ta chọn động cơ điện loại :4A100L2Y3 có các thông số kĩ thuật như
sau :










II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
2.1 phân phối tỷ số truyền
:
công suất
)(5.5 kwP
dc
=

tốc độ quay
)/(2880 phútvòngn
dc
=

hiệu suất
5.87% =

η

cos
ϕ
=0.91
đường kính trục:d= 28mm
khối lượng m=42(kg)

-từ công thức :
hgtdt
uuu ×=
,
- trong đó : +
=
d
u
tỷ số truyền bộ truyền đai;
+
=
hgt
u
tỷ số truyền hộp giảm tốc;
- ta có:
4.75
2.38
2880
≈==
ct
dc
t

n
n
u

- chọn sơ bộ
=
d
u
3
-suy ra:
1.25
3
4.75
≈==
d
t
hgt
u
u
u

-tỷ số truyền hộp giảm tốc
21
uuu
hgt
×
=
(1)
trong đó: u
1

,u
2
là số truyền cặp bánh răng nghiêng thứ I và thứ II
-để đảm bảo thỏa mãn cả 3 chỉ tiêu (khối lượng bánh nhỏ nhất,momen quán
tính thu gọn nhỏ nhất,thể tích bánh lớn nhúng trong dầu nhỏ nhất) ta dựa vào bảng
3.1/43 /sách TKHDDCK để chọn tỷ số truyền tối ưu:
1
u =1.3
2
u
- từ đó suy ra : +
1
u
=5.7;
+
2
u
=4.4;
-tính tỷ số truyền bộ truyền đai:
3
1.25
4.75
≈==
hgt
t
d
u
u
u

2.2 Tính toán công suất,mômen,số vòng quay trên trục
:
-tính công suất trên các trục dựa vào công thức:

)1(
)1(
++
+
=
II
I
I
P
P
η
;
k
dc
P
P
η
1
=

-công suất tác dụng trên trục III:

)(06.4
99.0995.0
4
kw

P
P
olk
lv
=
×
=
×
=
ΙΙΙ
ηη

-công suất tác dụng trên trục II:

)(79.4
97.099.0
06.4
kw
P
P
brol
=
×
=
×
=
ΙΙΙ
ΙΙ
ηη

-công suất tác dụng trên trục I :

=
×
=
×
=
ΙΙ
Ι
96.097.0
79.4
dbr
P
P
ηη
5.14(kw)
-công suất của động cơ:

)(3.5298.5
96.0
14.5
kw
P
P
d
dc
≈===
Ι
η

⇒
động cơ đang hoạt động đảm bảo không quá tải.
tính tốc độ quay từng phần:

)/(27.38
4.4
42.168
)/(42.168
7.5
960
)/(960
3
2880
)/(2880
2
1
phútvòng
u
n
n
phútvòng
u
n
n
phútvòng
u
n
n
phútvòngn
d

dc
dc
===
===
===
=
ΙΙ
ΙΙΙ
Ι
ΙΙ
Ι

-Tính mô men xoắn trên trục:

).(65.17574
2880
3.5
1055.91055.9
66
mmN
n
P
T
dc
dc
dc
=××=×=


).(3.51132

960
14.5
1055.91055.9
66
mmN
n
P
T =××=×=
Ι
Ι
Ι


).(6.271609
42.168
79.4
1055.91055.9
66
mmN
n
P
T =××=×=
ΙΙ
ΙΙ
ΙΙ


).(4.1013143
27.38
06.4

1055.91055.9
66
mmN
n
P
T =××=×=
ΙΙΙ
ΙΙΙ
ΙΙΙ

Ta có bảng giá trị:
trục
thông số
Trục động
cơ
Trục I Trục II Trục III
Công suất P(kw) 5.3 5.14 4.79 4.06
tỷ số truyền 3 5.7 4.4
số vòng quay(vòng/phút) 2880 960 168.42 38.27
mô men T (N.mm) 17574.65 51132.3 271609.6 1013143.4


PHẦN II : THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI:
1.1 Chọn loại đai:
-đảm bảo bộ truyền đai đáp ứng được những chỉ tiêu cần thiết,
-vì công suất nhỏ và tải bình thường,va đập nhỏ nên ta chọn bộ truyền đai
thang.
-ta chọn đai thang thường .
1.2 Xác định kiểu đai:

-các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai:

=
dc
n
2880(vòng/phút);
-công suất
dc
P
=5.5;
-tỷ số truyền
d
u
=3;
-tra theo bảng 4.13/59/tập1 sách TK HDDCK,ta chọn như sau:
kích thước mặt cắt (mm)
loại đai
t
b

b h
o
y

diện tích
A(
2
mm )
1

d đk bánh
nhỏ(mm)
đai thang, A 11 13 8 2.8 81 125
-đường kính bánh đai càng lớn thì sẽ tăng tuổi thọ cho đai.
-chọn
1
d theo dãy đường kính ưu tiên.(tr 59)
1.3 tính sơ bộ đai:

-tính vận tốc đai:
=
××
=
×
×
=
60000
2880125
60000
1
π
π
dc
d
nd
V
18.85(m/s)
-vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc đai cho phép
max
V

= 25m/s
-chọn
=
ε
0.02
-đường kính bánh đai lớn là:

5.367)02.01(1253)1(
12
=
−
×=−×=
ε
dud
d
(mm)
-chọn đường kính đai tiêu chuẩn : tra bảng 4.21/63/tập 1 sách TK HDDCK


⇒
2
d
= 355mm;
-phân phối lại tỷ số truyền đai :
9.2897.2
)02.01(125
355
)1(
1
2

≈=
−
=
−
=
ε
d
d
u
d

-sai lệch so với trước nhỏ 3.3%, thỏa mãn yêu cầu(3%-4%)
-chọn khoảng cách trục sơ bộ :

2
5.1 da
sb
=
=532.5mm
-chiều dài đai tính là:

=
−
+
+×
+=
sb
sbsb
a
dddd

al
4
)(
2
)(
2
2
2121
π
1843.8mm
-theo tiêu chuẩn tại bảng 4.13 chọn l= 2000mm
-số vòng chạy của đai:
425.9
2
85.18
===
l
V
i
d
lần
vậy: i=9.425<
max
i
=10 thỏa mãn điều kiện.
⇒
khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn:

612
8

)(8))(2()(2
2
12
2
2121
=
−−+−++−
=
ddddlddl
a
ππ
mm
-kiểm nghiệm điều kiện khoảng cách trục:
0.55(
1
d +
2
d )+h=272
2(
1
d
+
2
d
)=960
⇒ 0.55(
1
d
+
2

d
)+h < a < 2(
1
d
+
2
d
) thỏa mãn điều kiện.
góc ôm :
°=
°×−
−°= 5.158
57)(
180
12
a
dd
α

góc
α
> 12
°0
thỏa mãn điều kiện.
1.4 Xác định số đai Z:

-áp dụng công thức 4.16/60 tập 1, ta có:

Zul
dcd

CCCCP
KP
Z
α
)(
0
×
=

trong đó:
+
cd
P
công suất trên trục bánh đai chủ động

+
d
K hệ số tải trọng động ứng với trường ghợp tải trọng thay đổi nhẹ; chọn

d
K
=1.1
+(
0
P
) công suất cho phép,tra trong bảng 4.19 [
0
P
]=2.75N
+

α
C
hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm ,tra bảng 4.15
α
C
=0.92
+
l
C hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài;
l/
0
l
=2000/1700=1.176;tra bảng 4.16 ta được
l
C
=1.04
+
u
C
hệ số kể đến ảnh hưởng tỷ số truyền;tra bảng 4.17
u
C
=1.14
+
Z
C
hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đều lên dây
đai; tra bảng 4.18
Z
C =0.95

⇒
số dây đai cần thiết ta tính được:

=
×
=
zul
dcd
CCCCP
KP
Z
α
)(
0
2.123
vậy ta chọn Z=3;
1.5 chiều rộng bánh đai:

-áp dụng công thức 4.17/tâp 1:
B=(Z-1)t+2.e
với Z=3; t=15 -khoảng cách giữa 2 đường tâm đai liên tiếp
e=10
vậy B=(3-1)15+2.10=50mm
- đường kính bánh đai nhỏ,theo 4.18:

011
2 hdd
a
×
+=

với
0
h
=3.3mm-tra bảng 4.21
vậy
011
2 hdd
a
×+=
=125+2x3.3=131.6mm
1.6 Xác định lực trong bộ truyền:

-xác định lực vòng:

NxxVqF
dmV
3.3785.18105.0
22
===

-với
105.0=
m
q
kg/m là khối lượng 1 met chiều dài đai;tra theo bảng 4.22
-xác định lực căng ban đầu:



7.1243.37

392.085.18
1.13.5780
780
0
=+=+=
xx
xx
F
xZxCV
xKxP
F
v
d
ddc
α
(N)
-với công suất trên bánh đai chủ động =
dc
P

-lực tác dụng lên trục:(tính theo công thức 4.21)

)(735)
2
5.152
sin(27.1242)
2
sin(2
0
NxxxxZxxFF

r
===
α

II . THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG:
2.1 TÍNH CHỌN CHUNG:

2.1.1 chọn vật liệu:

-chọn vật liệu:
+bánh răng hoạt động trong môi trường bôi trơn tốt(hộp kín)nên dạng hỏng
chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng;
+do không có yêu cầu gì đặc biệt,bộ truyền làm việc không tải trọng lớn
nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau:
* bánh nhỏ : thép 45-tôi cải thiện,độ rắn HB 241-285,ứng suất bền
MPa
b
850
1
=
σ
,
580
1
=
ch
σ
MPa
* bánh lớn : thép 45X-tôi cải thiện; độ cứng HB = 230-280, độ bền
MPa

b
850
2
=
σ
,
MPa
ch
650
2
=
σ

2.1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc:

dựa vào công thức 6.1 và 6.2 /91/tập 1 ta xác định ứng suất cho phép của bộ truyền
là:
FLFCxFsR
F
F
F
HLxHvl
H
H
H
xKxKxKxYxY
S
xKxKxZxZ
S
][

][
][
][
lim
lim
σ
σ
σ
σ
=
=

-chọn độ cứng bánh nhỏ: HB=240;
-chọn độ cứng bánh lớn: HB=250;
-theo bảng 6.2/92/tập 1 ;ta có:
ứng suất cho phép với chu kì cơ sở:


MPaxHB
MPaxHB
H
H
580702
560702
22lim
11lim
=+=
=
+=
σ

σ

ứng suất uốn cho phép với số chu kì cơ sở:

MPaHB
MPaHB
F
F
4508.1
4328.1
22lim
11lim
==
==
σ
σ

-các hệ số an toàn chọn theo bảng 6.2 là:

75.1
1.1
=
=
F
H
S
S

-
FC

K
- hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải;do tải trọng 1 phía, HB<350 nên ta
chọn
FC
K
=1 (trang 91/t1)
-
FO
N
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về uốn;

6
21
104xNN
FOFO
== MPa
-
HO
N
-số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

kìcxxxHBN
kìcxxxHBN
brHO
brHO
/1006.172503030
/1047.152403030
64.24.2
22
64.24.2

11
===
===

-số vòng quay của bánh răng 1,bánh răng 2:

phútvòngnn
phútvòngnn
br
br
/42.168
/960
2
1
==
=
=
ΙΙ
Ι

-vì đặc tính tải thay đổi nhỏ không đáng kể nên coi như tải trọng tĩnh,nên ta
tính chu kì thay đổi ứng suất tương đương theo công thức:

∑
×
××=
=
= tncNNN
HEFE
60

trong đó: n-số vòng quay của cặp bánh răng đang xét;

−
∑
t
tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét;

∑
t
=8 năm x ngày x giờ =8x320x16=40960 giờ
c-số lần ăn khớp trong một vòng quay; c
1
=c
2
=3
-ta có:

∑Ι
×
×
×=== tncNNN
HEFE 1111
60
=60x3x960x40960=70.7x
8
10
c/kì

∑ΙΙ
×
×
×=== tncNNN
HEFE 2122
60 =60x3x168.42x40960=12.42x
8
10 c/kì
-
FLHL
KK ,
-hệ số tuổi thọ có xét đến thời gian phục vụ và tải trọng;do

22
11
22
11
HOHE
HOHE
FOFE
FOFE
NN
NN
NN
NN
>
>
>
>

1
2211
=
=
=
=
⇒
FLHLFLHL
KKKK
(chọn theo bảng
6.2/94)
nên thay
121
121
HOHEHE
FOFEFE
NNN
NNN
==
==

-các thông số còn lại:

R
Z
-hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc

V
Z
- hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

xH
K
- hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

S
Y - hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

R
Y
- hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

xF
K
- hệ số xét đến kích thước ảnh hưởng tới độ bền uốn
-trong bước tính sơ bộ nên ta lấy:

1
1
=
=
xFRS
xHVR
xKxYY
xKxZZ

-các ứng suất cho phép xác định như sau:
[
1H
σ

]=
1.509
1.1
560
1lim
==
H
H
S
σ
MPa
[
2H
σ
]=
27.527
1.1
580
2lim
==
H
H
S
σ
MPa
[
1F
σ
]=
85.246

75.1
1432
1lim
==
x
S
xK
F
FCF
σ
MPa
[
2F
σ
]= 14.257
75.1
450
2lim
==
F
FCF
S
xK
σ
MPa
-vậy ứng suất tiếp cho phép là:

=
+
=

2
][
21 HH
H
σσ
σ
518.18MPa
-ứng suất pháp cho phép:

MPa
MPa
F
F
14.257][
85.246][
2
1
=
=
σ
σ

-kiểm tra điều kiện đối với các bánh răng trụ răng nghiêng:

MPaxx
HHH
375.6361.50925.1])[];min([25.1][
21
=
=

<
σ
σ
σ

=>thỏa mãn;
-tính ứng suất uốn quá tải cho phép:
==
1max1
8.0][
chF
x
σ
σ
580x0.8=464MPa
==
2max2
8.0][
chF
x
σ
σ
650x0.8=520MPa
-tính ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:

==
1max1
8.2][
chH
x

σ
σ
2.8x580=1626.8MPa

MPax
chH
18208.2][
2max2
==
σ
σ

2.2 TÍNH TOÁN CHO TỪNG CẤP BÁNH RĂNG:

2.2.1 cặp bánh răng cấp nhanh:

1.Số liệu :
 Công suất: P =5.3 KW
 Số vòng quay bánh dẫn: n
I
= 960 v/p
 Moment xoắn: T
I
=51132.3 Nmm;
 Tỷ số truyền: u
1
=5.7
2.xác định sơ bộ khoảng cách trục:

(2.2.1)

+Với: T=mômen xoắn trên trục chủ động
Ψ
ba
= 0,3 (Bảng 6.6 trang 97 [1])
Ψ
bd
= 0,5. Ψ
ba
.(u+1) = 0,5.0,3.(5.7+1) = 1.005
()
[]
3
1
2
1
.
.1

H
wa
Hba
TK
aKu
u
β
σ
ψ
=+

K
a
= 43 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng nghiêng)-hệ số phụ thuộc
vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng
K
Hβ
= 1,12 (Bảng 6.7 trang 98 [1])-hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.
+thay các giá trị vào công thức (2.2.1) ta được:
9.143
3.07.518.518
12.13.51132
)17.5(43
][
)1(
3
2
3
1
2
11
=+=+=
xx
x
x
xxu
xKT
uxKa
baH
HI

aw
ψσ
β
mm
-chọn
mma
w
145
1
=

3.đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
-áp dụng công thức :
d
w1
= K
d
[]
3
1
2
11

)1(.
bdH
H
u
uKT
ψσ
β

+

-với K
d
= 67.5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng nghiêng)-hệ số phụ
thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng
-thay số vào ta được:
mmd
w
5.42
1
=
4.tính vận tốc của bánh răng ,chọn cấp chính xác:
-áp dụng:
11
4

6.10
w
dn
v
π
=
= 2.136m/s
+ với vận tốc vòng này ta chọn cấp chính xác 9
5.xác định các thông số ăn khớp:
+mô đun ăn khớp: m = (0,01÷0,02).a
w1
= 1,45÷2.9
+theo tiêu chuẩn chọn m=2.5

6.tính số răng các bánh:
+ Điều kiện góc nghiêng răng chữ V : 8 ≤ β ≤ 20
+dựa vào công thức :

)1(
cos2
1
1
1
+
=
um
xxa
Z
w
β

ta có :

14.172.16
)1(
cos2xa
)1(
cos2
1
1
minw1
1
1
max1

max1
≤≤⇔
+
≤≤
+
=⇒
Z
um
x
Z
um
xxa
Z
w
β
β

+vậy ta chọn :
-số răng bánh nhỏ:
17
1
=Z ; thỏa mãn điều kiện để không xảy ra cắt chân
răng(Z>=17)
-số răng bánh lớn:
9.967.517
112
=
=
= xxZuZ
chọn bằng

97
2
=Z
răng;
+số răng tương đương:
114
21
=
+
= ZZZ
t
răng;
+tính lại giá trị
:
β

°≈⇒≈=
+
=
+
= 89.10982.098189.0
1452
17)17.5(5.2
2
)1(
cos
1
11
ββ
x

xx
xa
xZumx
w
thỏa mãn;
+ tỷ số truyền thực tế:
7.5705.5
1
2
1
≈==
Z
Z
u

+ các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm:
- Đường kính chia : d
1
= mx Z
1
/ cosβ=2,5x 17/0.982=43.28mm,
d
2
= m.Z
2
/ cos β =2.5x 97 /0.982 =246.94 mm;
- Đường kính lăn : d
w1
= 2xa
w1

/ (u
1
+ 1) = 2x145 / (5.7+1) = 43.28 mm,
d
w2
= u
1
xd
w1
= 5.7x 43.28 =246.7 mm;
- Đường kính đỉnh răng : d
a1
= d
1
+ 2xm = 43.28 + 2x 2.5 = 48.28 mm,
d
a2
= d
2
+ 2m = 246.7 + 2x 2.5 = 251.7 mm,
- Đường kính đáy răng : d
f1
= d
1
- 2.5xm =43.28 - 2.5x 2.5 = 38.28 mm,
d
f2
=d
2
+ 2.5m = 246.7 - 2.5x 2.5 = 240.45 mm,

- Đường kính cơ sở : d
b1
= d
1
x cos α = 43.28xcos 20
0
= 40.67 mm,
d
b2
= d
2
. cos α = 246.7x cos 20
°
= 231.8 mm
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :
α
t
= α
tw
= arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20
0
/ 0,982) = 20.34
°
;



7.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
+ Yêu cầu cần phải đảm bảo σ
H

≤
[σ
H
] ,
σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε

2
1
1
)1(.2
wmw
mH
xdxub
UxxKT
+
;
+Trong đó: T
1
=51132.3 Nmm;b
w1
= 0,3.a
w1

= 0,3.145 = 43.5mm,
u
1
= 5.7; d
w1
= 42.5 mm ; Z
M
= 274 Mpa
1/3
(tra bảng 65 trang 96) ;
tgβ
b
= cos α
t
.tgβ = cos(20.34
o
).tg(10.89
o
)=0.205 ⇒ β
b
= 11.6
o

-tính giá trị Z
H
=
tw
b
α
β

2sin
cos2
=
)34.202sin(
)6.11cos(.2
°
°
x
= 1.733 ; Z
ε
=
3/)4(
α
ε
−
;.
+hệ số trùng khớp:
ε
α
=
()
[]
(
)
[
]
694.1982,0.97/117/12,388,1cos./1/12,388,1
21
=
+

−
=
+−
β
ZZ
,
-hệ số kể đến sự trùng khớp: Z
ε
=
3/)694,14( −
= 0.76
- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K
H
= K
Hβ
.K
HV
K
Hα
; K
Hα
= 1.13 (tra bảng 6.14).

K
Hβ
= 1.07 ;(tra bảng 6.7)
K
HV
=1.03(tra bảng phụ lục 2.3/tr 250

K
H
=1.13x1.07x1.03=1.24
+Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
'
H
] = [σ
H
]x Z
R
Z
V
K
xH
.
-Với v =2.136 m/s ⇒ Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
a
= 2,5
1,25 μm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700mm ⇒ K
xH
= 1.
[σ
'

H
] = 518.18x1x0,95x1 = 492.3 MPa.
-thay số vào σ
H
ta được:
σ
H
= 274x1.694x0.768
2
)28.43(7.55.43
)17.5(24.13.511322
xx
xxx
+
= 482.1 MPa
vậy σ
H
< [σ
'
H
]=492.3 MPa thỏa mãn điều kiện


8. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
+theo công thức 6.43/tr 107:
σ
F 1
=
mdb
YYYKT

ww
FF

2
11
1
βε
; σ
F 2

1
2
2
F
F
F
Y
Y
×=
σ

-Yêu cầu σ
F1
≤ [σ
F
] ;
+Tính các thông số :
Theo bảng 6.7 ta có K
Fβ
= 1,32 ;

với v < 5 m/s tra bảng 6.14(trang 107) cấp chính xác 9 thì K
Fα
= 1,37; K
FV
=
1,07 tra bảng phụ lục P2.3 trang 250.
-hệ số tải trọng khi tính về uốn:
K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
FV
=1.32x1.37x1.07 = 1.93.
Với ε
α
= 1.94 ⇒ Y
ε
= 1/ε
α
=
694.1
1
= 0.59;
β = 10.89
°
⇒hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y
β

= 1 -
140
89.10 °
= 0.922;
-Số răng tương đương:
Z
V1
=
33
1
)982.0(
17
cos
=
β
Z
= 17.95
Z
V2
=
33
2
)982.0(
97
cos
=
β
Z
= 102.43
-Tra bảng 6.18 (trang 109 )thì Y

F1
= 4.26, Y
F2
= 3.6 (hệ số dạng răng của các
bánh)
-bề rộng bánh răng:
b
w
= 0,3.a
w1
= 0,3.145 = 43.5 mm
-thay các giá trị vào ta được ứng suất uốn từng bánh răng:
σ
F 1
=97.17MPa
σ
F 2
=82.11MPa
-Với m = 2.5 và Y
s
- hệ số xét tới độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:
Y
S
=1.08 – 0.0695xln(2.5) = 1.016

Y
R
= 1 - hệ số xét đến mặt lượn chân răng ;
K
XF

= 1.

+Xác định chính xác ứng suất pháp cho phép:
[σ
'
F 1
] = [σ
F 1
]x Y
S
xY
R
xK
XF
=246.85x1x1.016x1=250.8MPa
[σ
'
F 2
] = [σ
F 2
]x Y
S
xY
R
xK
XF
=257.14x1x1.016x1=261.25MPa
=> + σ
F1
< [σ

'
F 1
]
+ σ
F1
< [σ
'
F 1
] bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền uốn
9. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
+Ứng suất quá tải cho phép :
[σ
H
]
max
= 2,8 σ
ch2
= 2,8. 650 = 1820 MPa;
[σ
F1
]
max
= 464 Mpa.
[σ
F2
]
max
= 520 MPa;
+hệ số quá tải :K
qt

= T
max
/ T = 1,4.
σ
H1max
= σ
H
. 6134,118.518 == xK
qt
MPa < [σ
H
]
max
= 1820 MPa;
σ
F1max
= σ
F1
. K
qt
=97.17 x1.4 = 136.04 Mpa.
σ
F2max
= σ
F2
. K
qt
= 82.11x1.4 = 114.95 MPa
+vì σ
F1max

< [σ
F1
]
max
,σ
F2max
< [σ
F2
]
max
nên răng thoả mãn
Kết luận
: với vật liệu trên thì bộ truyền cấp nhanh thoả mãn các yêu cầu kĩ thuật
10. Bảng thông số kĩ thuật của bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

thông số
kí hiệu

giá trị (mm)
khoảng cách trục a
w1
145
mô đun m
1
2.5
chiều rộng vành răng b
w1
43.5
tỷ số truyền u
1

5.7
góc nghiêng của răng
β
1
10.89°

số răng của bánh răng Z
1

Z
2
29
97
hệ số dịch chỉnh x
1

x
2
0
0
đường kính vòng chia d
1

d
2
43.28
246.94
đường kính vòng lăn d
w1

d
w2
43.28
246.94
đường kính vòng đỉnh răng d
a1

d
a2
48.28
251.7
đường kính vòng đáy răng d
f1

d
f2
38.28
240.45

2.2.2 cặp bánh răng cấp chậm:

1. Các thông số của bộ truyền cấp chậm:
+ tốc độ quay của các trục: chủ động n
2
= 168.42v/ph
bị động n
3
=38.27v/ph
+công suất trên các trục : chủ động P
II

=4.79KW
bị động P
III
=4.06 KW
+mômen xoắn trên các trục: chủ động T
2
=271609.6 N.mm
bị động T
3
=1013143.4 N.mm
+tỷ số truyền : u
2
=u
br1
=4.4
+chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: β=15°;
α=20°;
2.Xác định khoảng cách trục II và III :
các công thức sử dụng giống như tính cho cặp bánh răng cấp nhanh.
a
w2
= K
a
(u
2
+1)
[]
3
2
2

1

.
baH
H
u
KT
ψσ
β


+chọn các hệ số : Ψ
ba
=0.4
=> Ψ
bd
=0.5Ψ
ba
(u
2
+1)=1.08
K
a
=43
K
Hβ
=1.15
+khoảng cách trục sơ bộ:
a
w2

= 43x(4.4+1)
3
2
35.04.418.518
15.16.271609
xx
x
=211.47mm
=> chọn a
w2
=212mm
3.đường kính sơ bộ vòng lăn bánh răng nhỏ:
-chọn K
d
= 67.5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng nghiêng)-hệ số phụ
thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng;
-áp dụng công thức :
d
w1
= K
d
[]
3
2
2
22

)1(.
bdH
H

u
uKT
ψσ
β
+
= 74.08mm
4.tính vận tốc của bánh răng ,chọn cấp chính xác:
+ n
2
=n
II
=168.42v/ph
+áp dụng: v
2
=
4
22
106

×
nd
w
π
= 0.667m/s
- với vận tốc vòng này ta chọn cấp chính xác 9
5.xác định các thông số ăn khớp:
+để đảm bảo sự thống nhất hóa trong thiết kế chọn m
2
=m
1

=m=2.5
6.tính số răng các bánh:
+ Điều kiện góc nghiêng răng: 8 ≤ β
2
≤ 20
+dựa vào công thức :
)1(
cos2
2
22
'
1
+
=
um
xxa
Z
w
β

ta có :
1.315.29
)1(
cos2xa
)1(
cos2
'
1
'
max1

2
min2w2
'
1
2
max22
'
min1
≤≤⇔
=
+
≤≤
+
=⇒
Z
Z
um
x
Z
um
xxa
Z
w
β
β


+vậy ta chọn :
-số răng bánh nhỏ Z
1

'
=30; thỏa mãn điều kiện để không xảy ra cắt chân
răng(Z>=17)
-số răng bánh lớn:
1324.430
'
12
'
2
=×== xZuZ
chọn bằng
132
2
=Z
răng;
+số răng tương đương:
162
'
2
'
1
=+= ZZZ
t
răng;
+tính lại giá trị
:
β

°≈⇒=
+

=
+
= 2.17955.0
2122
30)14.4(5.2
2
)1(
cos
2
'
12
2
ββ
x
xx
xa
xZumx
w
thỏa mãn
+ tỷ số truyền thực tế:
4.4
'
1
'
2
2
==
Z
Z
u

+ các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm:
- Đường kính chia : d
1
= m x Z
1
'
/ cosβ
2
=2,5x 30/0.955=78.5mm,
d
2
= m.Z
2
'
/ cos β
2
=2.5 x 132 /0.955=345.5 mm;
- Đường kính lăn : d
w1
= 2xa
w2
/ (u
2
+ 1) = 2x212 / (4.4+1) = 78.5 mm,
- d
w2
= u
2
xd
w1

= 4.4x 78.5 =345.5 mm;
- Đường kính đỉnh răng : d
a1
= d
1
+ 2xm = 78.5 + 2x 2.5 = 83.5 mm,
d
a2
= d
2
+ 2m = 345.5 + 2x 2.5 = 350.5 mm,
- Đường kính đáy răng : d
f1
= d
1
- 2.5xm =78.5 - 2.5x 2.5 = 72.25 mm,
d
f2
=d
2
+ 2.5m = 345.5 - 2.5x 2.5 = 339.25 mm,
- Đường kính cơ sở : d
b1
= d
1
x cos α = 78.5xcos 20
0
= 73.7 mm,
d
b2

= d
2
. cos α = 345.5x cos 20
°
= 324.6 mm
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :
α
t2
= α
tw2
= arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20
0
/ 0,955) = 20.86
°
;

7.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
+ Yêu cầu cần phải đảm bảo σ
H

≤
[σ
H
] ,
σ
H
= Z
M
Z
H

Z
ε

2
1
2
)1(.2
wmw
mH
xdxub
UxxKT +
;

+Trong đó: T
2
=271609.6 Nmm;b
w2
= 0.4.a
w2
= 0.35x212 = 74.2mm,
u
2
= 4.4; d
w1
= 78.5 mm ; Z
M
= 274 Mpa
1/3
(tra bảng 65 trang 96) ;
tgβ

b
= cos α
t
.tgβ = cos(20.96
o
).tg(17.2
o
)=0.289 ⇒ β
b
= 16.1
o


-tính giá trị Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos2
=
)96.202sin(
)1.16cos(.2
°
x
= 1.69 ; Z
ε
=

3/)4(
α
ε
−
;
+hệ số trùng khớp:
ε
α
=
(
)
[
]
(
)
[
]
67.1955.0132/130/12.388.1cos/1/12.388.1
2
'
2
'
1
=×+−=×+−
β
ZZ
-hệ số kể đến sự trùng khớp: Z
ε
= 3/)67,14( − = 0.77
- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

K
H
= K
Hβ
.K
HV
K
Hα
; K
Hα
= 1.13 (tra bảng 6.14).

K
Hβ
= 1.07 ;(tra bảng 6.7)
K
HV
=1.01(tra bảng phụ lục 2.3/tr 250)
K
H
=1.13x1.07x1.01=1.22
+Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
H
] = [σ
H
]x Z
R
Z
V
K

xH
.
-Với v =0.677 m/s ⇒ Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
a
= 2,5
1,25 μm. Do đó Z
R
= 0.95, với d
a
< 700mm ⇒ K
xH
= 1.
=> [σ
'
H
] = 518.18x1x0,95x1 = 492.3 MPa.
-thay số vào σ
H
ta được:
σ
H
= 274x1.69x0.77
2
)5.78(4.42.74
)14.4(22.16.2716092
xx
xxx +

= 475.5 MPa
vậy σ
H
< [σ
'
H
]=492.3 MPa thỏa mãn điều kiện
8. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
+theo công thức 6.43/tr 107:
σ
'
F 1
=
mdb
YYYKT
ww
FF

2
12
2
βε
; σ
'
F 2

1
2
'
1

F
F
F
Y
Y
×=
σ

-Yêu cầu σ
'
F1

≤
[σ
'
F
] ;

+Tính các thông số :
Theo bảng 6.7 ta có K
Fβ
= 1,32 ;
với v < 5 m/s tra bảng 6.14(trang 107) cấp chính xác 9 thì K
Fα
= 1,37; K
FV
=
1,07 tra bảng phụ lục P2.3 trang 250.
-hệ số tải trọng khi tính về uốn:
K

F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
FV
=1.32x1.37x1.07 = 1.93.
Với ε
α
= 1.94 ⇒ Y
ε
= 1/ε
α
=
67.1
1
= 0.6;
β = 17.2
°
⇒hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y
β
= 1 -
140
2.17 °
= 0.877;
-Số răng tương đương:
Z
'
v1

=
3
2
3
'
1
)955.0(
30
cos
=
β
Z
= 34.4
Z
'
v2
=
3
2
3
'
2
)955.0(
132
cos
=
β
Z
= 151.5
-Tra bảng 6.18 (trang 109 )thì Y

F1
= 3.8, Y
F2
= 3.6 (hệ số dạng răng của các bánh)
-bề rộng bánh răng:
b
w
= 74.2 mm
-thay các giá trị vào ta được ứng suất uốn từng bánh răng:
σ
F 1
=144MPa
σ
F 2
=136.4MPa
-Với m = 2.5 và Y
s
- hệ số xét tới độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:
Y
S
=1.08 – 0.0695xln(2.5) = 1.016
Y
R
= 1 - hệ số xét đến mặt lượn chân răng ;
K
XF
= 1.
+Xác định chính xác ứng suất pháp cho phép:
[σ
'

F 1
] = [σ
F 1
]x Y
S
xY
R
xK
XF
=246.85x1x1.016x1=250.8MPa
[σ
'
F 2
] = [σ
F 2
]x Y
S
xY
R
xK
XF
=257.14x1x1.016x1=261.25MPa
=> + σ
F1
< [σ
'
F 1
]

+ σ

F1
< [σ
'
F 1
] bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền uốn
9. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
+Ứng suất quá tải cho phép :
[σ
H
]
max
= 2,8 σ
ch2
= 2,8. 650 = 1820 MPa;
[σ
F1
]
max
= 464 Mpa.
[σ
F2
]
max
= 520 MPa;
+hệ số quá tải :K
qt
= T
max
/ T = 1,4.
σ

H1max
= σ
H
. 6134,118.518 == xK
qt
MPa < [σ
H
]
max
= 1820 MPa;
σ
F1max
= σ
F1
. K
qt
=126 x1.4 = 176.4 Mpa.
σ
F2max
= σ
F2
. K
qt
= 119.4x1.4 = 167.16 MPa
+vì σ
F1max
< [σ
F1
]
max

,σ
F2max
< [σ
F2
]
max
nên răng thoả mãn
Kết luận
: với vật liệu trên thì bộ truyền cấp nhanh thoả mãn các yêu cầu kĩ thuật
10. Bảng thông số kĩ thuật của bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

thông số
kí hiệu

giá trị (mm)
khoảng cách trục a
w2
212
mô đun m
2
2.5
chiều rộng vành răng b
w2
74.2
tỷ số truyền u
2
4.4
góc nghiêng của răng
β
2

17.2°
số răng của bánh răng Z
1
30
Z
2
132
hệ số dịch chỉnh x
1

x
2
0
0
đường kính vòng chia d
1

d
2
78.5
345.5
đường kính vòng lăn d
w1
78.5

d
w2
345.5
đường kính vòng đỉnh răng d
a1

d
a2
83.5
350.5
đường kính vòng đáy răng d
f1

d
f2
72.25
339.25

PHẦN III
:
TÍNH TOÁN TRỤC TRUYỀN ĐỘNG

I. TÍNH TOÁN SƠ BỘ TRỤC:
1.1 chọn vật liệu làm trục
:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép CT45 có cơ tính như sau: (**)
vật liệu
σ
b
(MPa)
σ
ch
(MPa)
σ
-1

=0.436σ
b

MPa
τ
-1
=0.58σ
-1
MPa
[σ]
MPa
[τ]
MPa
CT45 750 450 327 189.66 63-50-
48
20

1.2 tính đường kính sơ bộ,khoảng cách trục
:
+việc tính toán sơ bộ đường kính trục dựa vào mô man xoắn trên trục và ứng
suất tiếp cho phép;
+áp dụng công thức: d ≥
3
1
].[2,0
X
T
τ
mm
+trong đó: d-đường kính trục

T
1
-mô men xoắn trên trục
[τ]-ứng suất xoắn cho phép
trục I: T
I
=51132.3MPa
d
1
≥
3
202.0 x
T
Ι
=
3
202.0
3.51132
x
= 23.38 mm chọn d
1
= 30 mm

trục II: T
III
=271609.6MPa
d
2
≥
3

202.0 x
T
ΙΙ
=
3
202.0
6.271609
x
= 40.79 mm chọn d
2
=45 mm
trục III: T
III
=1013143.4MPa
d
3
≥
3
3
202.0
4.1013143
202.0 xx
T
=
ΙΙΙ
= 63.27 mm chọn d
3
= 65 mm
Ở đây lắp 1 bánh đai lên đầu ra của trục động cơ,một bánh đai lắp trên đầu vào của
trục vào hộp giảm tốc (trục I)

do đó để phù hợp ta chọn trục bánh đai thứ nhất có đường kính bằng đường kính
trục động cơ, d
bd1
=d
dc
=28mm;
1.3 phân tích lực
: sơ đồ lực tác dụng như hình vẽ:

trong đó: F
a
: lực dọc trục
F
r
: lực hướng tâm ; F
t
: lực tiếp tuyến
Xác định lực tác dụng lên các cặp bánh răng
trục I
trục II
băng tải
trục
III
F
t1
F
r1
F
a1
n

1
n
3
P
V
n
2
F
a2
F
t3
F
a3
F
r4
F
t4
F
a4
F
r2
F
t2
F
r0
Y
X
Z

+Theo công thức (10.1) ta có:

itiziai
i
iti
yiri
wi
i
xiti
tgFFF
tgF
FF
d
T
FF
β
β
α
.
cos
.
2
==
==
==

+Với T
I
= 51132.3 Nmm ; T
II
= 271609.6 Nmm ; T
III

= 1013143.4 Nmm
d
w1
= 43.28 mm ; d
w2
= 78.5 mm
α
tw1
= 20.34
0
; α
tw2
= 20.86
0

β
1
= 10.98
0
; β
2
= 17.2°
Ta có: Lực tác dụng lên bánh răng cấp nhanh

NxtgFF
N
xtg
FF
N
x

FF
iaa
rr
tt
58.45489.1086.2362
98.891
89.10cos
34.2086.2362
86.2362
28,43
3.511322
21
21
21
===
===
===

+lực tác dụng lên bánh răng cấp chậm :
)(1.21422.176920
)(1.2509
2.17cos
86.206920
)(6920
5.78
6.2716092
43
43
43
NxtgFF

N
xtg
FF
N
x
FF
aa
rr
tt
=°==
=
°
==
===

+ lực do đai tác dụng lên trục I:
F
r
= 726.8 N.m góc α cho bằng 0;(đường tâm đai nằm ngang)
1.4 Xácđịnh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ
thuộc vào sơ đồ động , chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ , khe hở
cần thiết và các yếu tố khác.
*chú thích
:
- các lực F
xki
,F
yki

,F
zki
là lực tác dụng tại mặt cắt thứ i trên trục k theo các phương
x,y,z
r
ki
-tọa độ điểm đặt lực trên bánh răng thứ i trên trục k