Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc bánh răng trụ đề 1- đại học BKHN

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
KHOA CƠ KHÍ
I -CHỌN ĐỘNG CƠ
I.1-Chọn kiểu loại động cơ:
I.1.1-Tính toán công suất :
A-Công suất làm việc:
Theo CT (2.11) [ I ]
P
lv
=
.
1000
F v
(KW)
Trong đó:
-Lực kéo băng tải:F =8750 (N)
-Vận tố băng tải : v = 1,2 (m/s)
⇒ P
lv
= 10,5 (kW)
B-Công suất tương đương:
Theo CT (2.14) [ I]
P
tđ
=P
lv
.β
Với β= = 0,78
⇒P
tđ
= 10,5.0,78 = 8,19 (Kw)

C- Công suất cần thiết:
P
ct
=
td
ht
P
η
(Kw)
Tính hiệu suất của hệ thống :
�
ht
= �
br
. �
x
. �
đ .
((2.8-2.9)
Theo bảng (2.3)[ I ]
Ở đây hộp giảm tốc của ta dung bánh răng trụ nên ta chọn như sau:
- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : �
br
= 0,96
- Hiệu suất truyền của bộ truyền xích :�
x
= 0,90
- Hiệu suất của bộ truyền đai :�
đ
=0,95

- Hiệu suất truyền của ổ lăn :
⇒�
ht
= �
br
. �
x
. �
đ .
(
== 0,80
GVHD: HOÀNG MINH THUẬN
SVTH: NGUYỄN VĂN DŨNG – LỚP CTK8 Page1
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
KHOA CƠ KHÍ
P
ct
=
td
ht
P
η
= = 10,24 (Kw)
I.1.2-Tính sơ bộ số vòng quay đồng bộ:
A- Số vòng quay làm việc:
Theo CT (2.17)[ I ]:
n
lv
== = 50,93 (Vòng/phút)
Trong đó:

v : vận tốc băng tải v = 1,2 (m/s )
D : Đường kính băng tải: 450 (mm)
B- Số vòng quay sơ bộ:
Theo CT (2.18) [ I ]:
n
sb
= n
lv.
u
sb
Tỷ số truyền sơ bộ của động cơ là :
u
sb =
u
đai.
u
bánh răng.
u
xích
Tra bảng (2.4) [I ]:
Chọn u
bánh răng
= 5 ; u
đai
= 4 ; u
xích
= 2
(2.15)
Suy ra :u
sb =

5.4.2 =

40
Vậy : n
sb
= n
lv.
u
sb
=50,93.40 = 2037,20 (vòng/phút)
I.1.3-Chọn động cơ :
Tra bảng P-1.3 (trang237) động cơ điện 4A132M2Y3 ta chọn động cơ :
Kiểu động cơ Công
suất,k
W
Vận
tốc
quay,v/
p
Cos
m
m
4A132M2Y3 11 2907 0,9 88 2,2 1,
6
42
Động cơ thỏa mãn các thông số cần thiết .
I.2.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.2.1. Tỷ số truyền của hệ dẫn động:
Với động cơ đã chọn ta có: P
đc

= 11(kW) ; n
đc
= 2907 (vòng/phút)
u
tổng
= n
động cơ
/n
lv
= 2907/50,93 = 57,08
GVHD: HOÀNG MINH THUẬN
SVTH: NGUYỄN VĂN DŨNG – LỚP CTK8 Page2
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Mặt khác : u
tổng
= u
đai
.u
bánhrăng.
u
xích
Chọn : u
đai
= 4 ; u
bánh răng
= 5
u
xích
= = 2,854

I.2.2.Số vòng quay trên các trục :
Trục động cơ : n
động cơ
= n
o
= 2907 (vòng/phút)
Trục I : n
I
=n
động cơ
/u
đai
= 2907/4 = 726,75 (vòng/phút)
Trục II : n
II
=n
I
/u
bánh răng
= 726,75/5 =145,35 (vòng/phút)
Trục công tác : n
công tác
=n
II
/u
xích
= 145,35/2,854 = 50,93(vòng/phút)
I.3. Tính toán động học
I.3.1.Công suất trên các trục :
Ta có :

Công suất làm việc : P
đc
= P
ct
= 10,24 (KW )
Công suất trên trục I: P
I
= P
đc
.n
đai
=10,24. 0,95 = 9,73 (KW)
Công suất trên trục II : P
II
= P
I

= 9,73. 0,96. 0,99 = 9,25 (KW)
Công suất công tác : P
ct
= P
II

= 9,25.0,90. 0,99
2
= 8,16 (KW)
I.3.2.Mô men xoắn trên các trục :
T
i
=9,55.10

6
. (Nmm)
Trục động cơ :T
đc
=9,55.10
6
. = 9,55.10
6
.= 33640,19(Nmm)
Trục I:T
I
=9,55.10
6
I
I
P
n
=9,55.10
6
.=130000 (Nmm)
Trục II:T
II
=9,55.10
6
II
II
P
n
= 9,55.10
6

.= 610000 (Nmm)
Trục công tác:T
ct
=9,55.10
6
= 9,55.10
6.
= 1530000,14(Nmm)
GVHD: HOÀNG MINH THUẬN
SVTH: NGUYỄN VĂN DŨNG – LỚP CTK8 Page3
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
KHOA CƠ KHÍ
* BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN :
Trục
Thông số
Động cơ I II Công tác
Tỷ số truyền
u
u
đ
=4 U
br
=5 u
x
=2,854
Số vòng quay
n(v/p)
2907 726,75 145,35 50,93
Công suất
P(KW)

10,24 9,73 9,25 8,16
Momen xoắn
T(N.mm)
33640,19 130000 610000 1530000,14
GVHD: HOÀNG MINH THUẬN
SVTH: NGUYỄN VĂN DŨNG – LỚP CTK8 Page4
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
A-TNH TON B TRUYN NGOI
II-THIT K B TRUYN AI THANG:
Truyn ng ai c dựng truyn chuyn ng v mụmen xon gia cỏc
trc xa nhau. ai c mc lờn hai bỏnh vi lc cng ban u F
o
, nh ú cú th to
ra lc ma sỏt trờn b mt tip xỳc gia ai v bỏnh ai v nh lc ma sỏt m ti
trng c truyn i.
Thit k truyn ai gm cỏc bc :
- Chn loi ai, tit din ai
- Xỏc nh cỏc kớch thc v thụng s b truyn.
- Xỏc nh cỏc thụng s ca ai theo ch tiờu v kh nng kộo ca ai v v tui th.
- Xỏc nh lc cng ai v lc tỏc dng lờn trc.
Theo hỡnh dng tit din ai, phõn ra : ai dt (tit din ch nht), ai hỡnh thang
(ai hỡnh chờm), ai nhiu chờm (ai hỡnh lc) v ai rng.
II.1 Xỏc nh kiu ai
Ta cú thụng s b truyn
n
dc
=2907 (vũng/phỳt); P
ng c
=P

0
=10,24 (kW)
Da vo hỡnh 4.1[I] ta chn tit din ai
Da vo bng 4.13[I] ta cú cỏc thụng s sau
Ký hiu
Kích thớc mặt cắt (mm)
Diện tích
A(mm
2
)
d
1
(mm)
Chiu
di gii
hn l
(mm)
b
t
b h y
0

14 17 10,5 4 138
140-
280
800-
6300
II.2-Tớnh chn s b ai
Chn ng bỏnh ai nh : d
1

=160 (mm) ;
Tính vận tốc đai:
v =
60000

11
nd

= = 24,34 (m/s)
v<v
max
= 25 ( m/s)
Nh vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép v
max
= 25 m/s
(đối với loại đai thang thng).
Ta cú h s trt ai :

= 0,01 0,02 ;chn

= 0,02
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page5
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
Suy ra ng kớnh bỏnh ai ln :
d
2
= =160.4(1-0,02) =627,2 (mm)
(4.26.T67)

Chọn d
2
= 630 mm.
Nh vy t s truyn thc t u
t
=d
2
/d
1
.(1-
=630/160.(1-0,02) = 4,02
Vy =(u
t
-u)/u=(4,02-4).100/4=0,5% < 4%
Suy ra t s truyn thc t bng t s truyn ó chn.
Theo bng 4.14 Ta cú: d
2
=630 ; u

=4
a
sb
=d
2
.0,95=630.0,95=598,5 (mm)
Vy a
sb
=598,5 (mm)
Chiều dài sơ bộ của đai là:
l

sb
= 2.a
sb
+
2
)(
21
dd +

+
sb
a
dd
.4
)(
2
12

= 2.598,5 + +
=2529,57 (mm)
Tra bng 4.13[I] , ta chn chiu di ai tiờu chun l l=2500 (mm)
Số vòng chạy của đai:
i = = = 9,736< i
max
= 10 (4.15)
chiu di ca ai m bo bn
Khoảng cách trục tớnh túan li l:
a = (

+

2 2
8


)/4
với:

=
1 2
( )
2
d d
l

+

=2500-3,14.(160+630)/2 =1259,7 (mm)
và:

= (d
2
-d
1
)/2 = (630 - 160)/2 = 235 (mm)
a = = 582(mm)
Vy khong cỏch trc thc t l :
a = 582 (mm)
iều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:
0,55(d
1

+ d
2
) + h a 2(d
1
+ d
2
)
Ta có: 0,55(d
1
+ d
2
) +h = 0,55.(160 + 630) + 10,5= 445 (mm)
2(d
1
+ d
2
) = 2.(160 + 630) = 1580 (mm)
Vy tr s a tha món iu kin
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page6
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
Tính góc ôm
1
trên bánh đai nhỏ theo công thức:

1
= 180
o
-

a
dd
o
57).(
12

(4.7)
= 180
0
=
Vậy
1
=>120
O
góc ôm thỏa mãn điều kiện.
II.3-Xỏc nh s ai
z =
[ ]
zul
dcd
CCCCP
KP

.
.
0
(4.16)
Trong đó:
+ Công suất trên trục bánh đai chủ động :
P

cđ
= P
O
= P
ct
= 10,24 ( kW )
+ Công suất cho phép : (Tra bng 4.19[I] )
[P
0
] = 5,86 ( kW)
+ H s ti trng ng : (Tra bng 4.7[I] )
K
d
= 1,1
+ Hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm
1
: (Tra bng 4.15[I] )
C

= 0,88
+ Hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài đai: (Tra bng 4.16[I] v 4.19[I] )
Ta cú: l
0
= 2240 l/l
0
= 2500/2240=1,11
Vy: C
l
= 1,04
+ Hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền : ( Tra bng 4.17[I] )

C
u
= 1,14
+ Hệ số kể đến ảnh hởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai :
C
z
=0,95 (Tra bng 4.18[I] )
Vy Z = = 1,92
Vy chn Z = 2
II.4-Xỏc nh chiu rng bỏnh ai
- Chiều rộng của bánh đai đợc xác định theo công thức:
B = (z - 1)t + 2e
Tra bng 4.21[I] :
t = 19 mm ; e = 12,5 mm ; h
0
= 4,2mm
Vậy: B = (2 - 1).19+ 2.12,5 = 44 mm
Đờng kính ngoài của bánh đai :
d
a
= d + 2h
0
- Đờng kính ngoài của bánh đai nhỏ là:
d
a1
= d
1
+ 2h
0
= 160 +2.4,2=168,4 (mm)

GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page7
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
- Đờng kính ngoài của bánh đai lớn là:
d
a2
= d
2
+ 2h
0
= 630+2.4,2 = 638,4 (mm)
II.5-Xỏc nh cỏc lc trong b truyn
- Xác định lực vòng theo công thức: F
v
= q
m
. v
2
Vi:
Khối lợng 1 mét chiều dài đai q
m
= 0,178 (kg/m). ( Tra bng 4.22[I] )
F
v
= 0,178.24,34
2
= 105,45 (N)
- Xác định lực căng ban đầu:
F

0
=
780. .
. .
o d
P K
v C z

+ F
v
= + 105,45 = 310 (N) (4.19)
Lực tác dụng lên trục :
F
r
= 2F
0
.z.sin






2
1

= 2.310.2.sin= 1141 (N)
Bảng thông số của bộ truyền đai
Thụng s Tr s
ng kớnh bỏnh ai nh : 160mm

ng kớnh bỏnh ai nh : 630mm
Chiu rng bỏnh ai : B 63 mm
Chiu di ai : l 2500mm
S ai : z 2 ai
Khong cỏch trc : a 582 mm
Gúc ụm : 134
Lc cng ban u :
310 N
Lc tỏc dng lờn trc : F
r
1141N
III-THIT K B TRUYN XCH
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page8
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
III. 1. Chọn loại xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là
xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền
mòn cao.
III. 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích nhỏ : Vi u
xớch
= 2,854
z
1
= 29-2.2,854=23,292>19
( Tra bng 5.4[I] ) Chn z
1

= 23
Số răng đĩa xích lớn:
z
2
= u
xích
. z
1
= 2,854.23 = 65,642 z
max
=120
Chn z
2
= 65
b.Xỏc nh bc xớch
Bớc xích p đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm
bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đợc viết dới dạng:
P
t
= P. k. k
z
. k
n
[P]
Trong đó: (5.3)
P
t
- Công suất tính toán
(Tra bng 5.5[I] ) ta cú:
P = 9,25 (kW) - Công suất cần truyền ;

Hệ số răng : k
z
=
1
01
z
z
= = 1,09
k
n
- Hệ số vòng quay: k
n
=
01
II
n
n
= = 1,38
Hệ số k đợc xác định theo công thức:
k = k
O
. k
a
. k
đc
. k
bt
. k
đ
. k

c
(5.4)
Trong đó : (Tra bng 5.6[I] )
Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền :
k
O
= 1 ( Do gúc nghieng ni tõm 30
O
<60
o
)
Hệ số kể đến ảnh hởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
k
a
= 1 chn a = 40p
Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng :
k
đc
= 1 (iu chnh bng 1 trong cỏc a xớch);
Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn:
k
bt
= 1 (Tra bng 5.6[I] v 5.7[I] )
Hệ số tải trọng động : k
đ
= 1
Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền :
k
c
= 1 (Lm vic 1 ca )

k = 1.1.1.1.1.1 = 1
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page9
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
Từ (II -81) ta tính đợc: P
t
= 9,25.1.1,09.1,38 = 13,91< [P] = 19,3 ( kW )
(tha món iu kin)
Vy tra bng 5.5 [I] : vi n
01
= 200 vg/ph ta chn bc xớch :
p = 31,75(mm) < p
max
= 50,8 (mm) Tha món iu kin
c.Khong cỏch trc v s mt xớch
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
a
sb
= 40p = 40.31,75 = 1270 (mm)
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
x =
p
a2
+
2
21
zz +
+
a

pzz
2
2
12
4
.)(


(5.12)
x = + + = 125,12
Ta lấy số mắt xích chẵn x
c
= 126 , tính lại khoảng cách trục theo công thức:
a

= 0,25.p
( )

+++
2
12
2
1212
)(
2)](5,0[5,0

zz
zzxzzx
cc
(5.13)
Theo đó, ta tính đợc:
a

=0,25.31,75
( )

+++
2
2
14,3
)2365(
2)]2365(5,0126[23655,0126
a

=1284 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lợng:
a = 0,003.a = 0,003.1284 4 (mm)
a = a

- a = 1284 -4 1280 (mm) = 1,28 (m)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i = [i] (5.14)
Ta cú : i = = 1,77
i = 1,77 < [i] = 35 (Tra bng 5.9[I] )
Vy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra
hiện tợng gẫy các răng và đứt mắt xích.
d. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu tải

trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ
số an toàn:
s =
vtd
FFFk
Q
++
0
.
[s] (5.15)
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page10
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
(Bng 5.2[I] )
Trong đó: - Tải trọng phá hỏng : Q = 88,5 kN = 88500 N
- Khối lợng của 1 mét xích : q = 3,8 kg
- Hệ số tải trọng động : k
đ
= 1,2
- Vận tốc trên vành đĩa dẫn z
1
:
v =
3
1
10.60

II
npz

= = 1,77 (m/s)
- Lực vòng trên đĩa xích:
F
t
= = = 5226 (N)
- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
F
v
= q. v
2
= 3,8.1,77
2
= 11,9 (N)
-Lực căng do nhánh xích bị động sinh ra:
F
0
= 9,81. k
f
. q. a
Trong đó :
- Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
Chn k
f
= 4 (Theo 5.16/t85)
F
0
= 9,81.4.3,8.1,28 = 190,86 (N)
Từ đó, ta tính đợc: s = =13,67[s]
=
8,2

Vy bộ truyền xích đảm bảo đủ bn
e. Xác định đờng kính đĩa xích
Đờng kính vòng chia d
1
và d
2
:
d
1
=








1
sin
z
p

= = 233,46(mm)
d
2
=

2
sin
z
p

= = 657,17 (mm)
ng kớnh vũng nh d
a1
v d
a2
d
a1
= p[0,5 + cotg(/z
1
)] =31,75. [0,5 + cotg()] =246,87(mm)
d
a2
= p[0,5 + cotg(/z
2
)] =31,75 [0,5 + cotg(/65)] = 672,28 (mm)
Đờng kính vòng đáy(chân) răng d
f1
và d
f2
:

- d
f1
= d
1
- 2r
- d
f2
= d
2
- 2r
Trong đó :
+ Bán kính đáy răng : r = 0,5025.d
l
+ 0,05
với : d
l
= 19,05 (mm) ( Bng 5.2[I] )
r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 9,62 (mm)
Do đó: d
f1
= 233,46 - 2.9,62 = 214,22 (mm)
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page11
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
d
f2
= 657,17 - 2.9,62=637,93 (mm)
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
ng suất tiếp xúc

H
trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

H
= 0,47.
( )
d
vddtr
kA
EFKFk
.
.+
[
H
] (5.18)
Chn vt liu lm a xớch l thộp 45 tụi ci thin t HB321,tra theo
bng(5.11/t86) ta cú:[
H
] =650 (MPa )
- Lực vòng trên băng tải : F
t
= 5226 (N)
- Lực va đập trên m dãy xích (m = 1) :
F
vd
= 13. 10
-7
. n
II
. p

3
. m
= 13. 10
-7
. 145,35.(31,75)
3
. 1 = 6,05 (N)
- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy:
k
d
= 1 (xích 1 dãy)
- Hệ số tải trọng động :
K
d
= 1 ( Bảng 5. 6 [I] )
- Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích :
với z
1
= 23 k
r1
= 0,45
- Mô đun đàn hồi : E =
21
21
.2
EE
EE
+
với : E
1

, E
2
lần lợt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích,
lấy E = 2,1. 10
5
MPa
- Diện tích chiếu của bản l : A = 262 (mm
2
) (bng 5.12)

H1
= 0,47.
( )
1.262
10.1,2.05,61.5226.45,0
5
+
= 646 (MPa)
ứng suất tiếp xúc
H
trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z
2
= 65 k
r2
= 0,22
F
vd2
= 13. 10
-7

. n
III
. p
3
. m = 13. 10
-7
. 50,93. (31,75)
3
. 1 = 2,12 (N)
=>
H2
= 0,47.
1.262
10.1,2).12,21.5226.(22,0
5
+
= 451 (MPa)
Nh vậy:
H1
= 646 (MPa)

H2
= 451 (MPa)
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page12
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
Dựng thộp 45 tụi ci thin t nhit rn HB321 s t c ng sut tip xỳc
cho phộp [
H

] = 650 MPa,m bo c bn tip xỳc cho rng a 1.tng
t,
H2
[
H
] ( vi cựng vt liu v nhit luyn)
f. Xác định các lực tác dụng lên trục
Lực căng trên bánh chủ động F
1
và trên bánh bị động F
2
:
F
1
= F
t
+ F
2
F
2
= F
0
+ F
v
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F
0
và F
v
nên F
1

= F
t
vì vậy lực tác
dụng lên trục đợc xác định theo công thức:
F
r
= k
x
. F
t
(5.20)
Trong đó: k
x:
Hệ số kể đến ảnh hởng của trọng lợng xích
Thụng s Ký hiu Giỏ tr
Loi xớch xớch con ln
Bc xớch p 31,75
S mt xớch X 126
Khong cỏch
trc
a 1280 mm
S rng a xớch
Z
1
Z
2
23
65
Vt liu a
xớch

Thộp 45 tụi ci thin
Thộp 45 tụi ci thin
ng kớnh
vũng chia
d
1
d
2
233,46mm
657,17 mm
Lc tỏc dng
lờn trc F
r
6009,9
B TNH TON THIT K B TRUYN TRONG
IV. TNH TON THIT K B TRUYN BNH RNG TR
RNG NGHIấNG
IV. 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Đối với hộp giảm tốc bánh răng tr r ng nghiờng1 cấp chịu công suất
trung bình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu
có độ rắn HB 350, bánh răng đợc thờng hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page13
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả
năng chạy mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng,
nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn
vị:
H

1
H
2
+ (1015)HB.
Theo bảng 6. 1 [II] , ta chọn:
Bánh răng nhỏ (bánh răng 1)
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Độ rắn: HB = (192240)
+ Giới hạn bền:
b1
= 750 Mpa
+ Giới hạn chảy :
ch1
= 450 Mpa
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB
1
= 240.
Bánh răng lớn (bánh răng 2) :
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Độ rắn : HB = (192240)
+ Giới hạn bền :
b2
= 750 Mpa
+ Giới hạn chảy :
ch2
= 450 Mpa
Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB
2
= 230
Nhón

hiu
thộp
Nhit luyn
Kớch
thc S
mm ,
khụng
ln hn
rn
Giới hạn
bền
b
MPa
Giới
hạn
chảy

ch
Bỏnh rng
ch ng
45
Tụi ci
thin
100 240 750 450
Bỏnh rng
b ng
45
Tụi ci
thin
100 230 750 450

IV. 2 Xác định ứng suất cho phép
- ng suất tiếp xúc cho phép [
H
] và ứng suất uốn cho phép [
F
] đợc xác định
theo công thức sau:
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page14
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
[
H
] =
H
H
S
lim
0

. Z
R
.Z
v
.K
xH
.K
HL
(6.1)
[

F
] =
F
F
S
lim
0

. Y
R
.Y
s
.K
xF
.K
FC
.K
FL
(6.2)
Trong đó:
Z
R
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Z
v
- Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng;
K
xH
- Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng;
Y

R
- Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng;
Y
s
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
K
xF
- Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: Z
R
Z
v
K
xH
= 1 và : Y
R
YsK
xF
= 1 , do ú ta cú :
[
H
] =
H
HLH
S
K.
lim
0

(6.1-6.2a)

[
F
] =
F
FLFCF
S
KK
lim
0

( Tra bng 6.2[II] )
+ S
H
= 1,1 - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
+ S
F
= 1,75 - Hệ số an toàn khi tính về uốn
+ K
FC
- Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải
K
FC
= 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều)
+
lim
0
H
và
lim
0

F
lần lợt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 [II] :

lim
0
H
= 2HB + 70

lim
0
F
= 1,8HB
Suy ra :

1lim
0
H
= 2HB
1
+ 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page15
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH

2lim
0
H
= 2HB

2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa

1lim
0
F
= 1,8. HB
1
= 1,8 . 240 = 432 MPa

2lim
0
F
= 1,8 . HB
2
= 1,8 . 230 = 414 MPa
+ K
HL
, K
FL
- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, đợc xác định theo các công thức:
K
HL
=
HO
m
H
HE
N

N
(6.3)
K
FL
=
FO
m
H
FE
N
N
(6.4)
Trong đó:
- m
H
, m
F
- Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
m
H
= m
F
= 6 (khi độ rắn mặt răng HB 350 )
- N
HO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Với: N
HO
= 30.H
4,2

HB
(6.5)
N
HO1
= 30. 240
2,4
= 15474914
N
HO2
= 30. 230
2,4
= 13972305
- N
FO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N
FO
= N
FO1
= N
FO2
= 4. 10
6
= 0,4. 10
7
= const
- N
HE
, N
FE

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng. Khi bộ truyền chịu tải
trọng thay đổi nhiều bậc:
N
HE
= 60.c.
( )
3
max
/
i i
i
T T n t

(6.7-6.8)
N
FE
= 60.c.
( )
max
/
F
i i
m
i
T T n t

Trong đó:
c =1 - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng
n
i

- Số vòng quay của bánh răng trong một phút
T
i
- Mômen xoắn ở chế độ thứ i
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page16
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
T
max
- Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét
t
i
- Tổng số giờ làm việc của bánh răng t
i
= 20000( gi).
Ta có:
Với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
n
I
= 726,75 ( vòng/phút)
với bánh răng lớn (bánh răng 2):
n
II
= 145,35 ( vòng/phút)
N
HE1
=60. 1 .726,75.24000.[1
3
.0,25+0,75

3
.0,5+0,55
3
.0,25]
= 525909004
N
HE2
=60.1.145,35.24000.[.0,25+0,75
3
.0,5+0,55
3
.0,25]
=105181801
N
FE1
=60.1.726,75.24000.[1
6
.0,25++ 0,75
6
.0,5+0,55
6
.0,25]
= 362001124
N
FE2
= 60. 1.145,35.24000.[1
6
.0,25++ 0,75
6
.0,5+0,55

6
.0,25]
= 72400225
Nh vậy: N
HE1
> N
HO1
, N
HE2
> N
HO2
N
FE1
> N
FO1
, N
FE2
> N
FO2
K
HL1
= 1 , K
HL2
= 1
K
FL1
= 1 , K
FL2
= 1.
Theo công thức trờn, ta tính đợc:

[
H
]
1
= = 500 (MPa)
[
H
]
2
= = 482 (MPa)
[
F
]
1
= = 246,85 (MPa)
[
F
]
2
= = 236,6 (MPa)
Với bộ truyền bánh răng tr răng nghiờng , ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị
trung bình của [
H
]
1
và [
H
]
2
nhng không vợt quá 1,25[

H
]
min
Chn[
H
] =([
H
]
1
+ [
H
]
2
)/2 =( 500 +482 )/2 = 491 (MPa ).
* ng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải đợc xác định theo công
thức:
[
H
]
max
= 2,8
ch
[
F
]
max
= 0,8
ch
[
H1

]
max
= 2,8. 450 = 1260( MPa )
[
H2
]
max
= 2,8 .450 = 1260 ( MPa ) (6.13-6.14)
[
F1
]
max
= 0,8. 450 = 360( MPa )
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page17
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
KHOA CƠ KHÍ
[σ
F2
]
max
= 0,8. 450 = 360 ( MPa )
IV.3. TÝnh to¸n c¸c th«ng sè cña bé truyÒn b¸nh r¨ng trô r¨ng nghiªng
1-Xác định khoảng cách trục .
Ta có :
a
w
= K
a
.(u + 1).

[ ]
3
2
.
. .
I H
H ba
T K
u
β
σ ψ
(6.15a)
Trong đó:
- K
a
= 43 MPa
1/3
: H s ph thu c v t li u c a c p ệ ố ụ ộ ậ ệ ủ ặ bánh răng và lo i rạ ăng
(b ng 6.5[I] )ả
- T
I
: Mômen xoắn trên tr c chụ ủđ ng Tộ
I
= 130000 Nmm
- [σ
H
] = 491 ( MPa)
- T s truy n u = 5ỷ ố ề
- Chọn ψ
ba

=0,4 (bảng 6.6[I] )
-Ta có ψ
bd
=0,5ψ
ba
(u-1) = 0,5.0,4.(5+1)= 1,272 <ψ
bd max
=1,6
do đó ta chọn K
H
β
= 1,06
a
w
=43.(5 + 1). = 169,9 mm
Chọn a
w
=190 mm
2- X¸c ®Þnh th«ng sè ¨n khíp.
+)Xác định modun ta có: m = (0,01 ÷ 0,02)a
w
(6.17)
=> m = (0,01 ÷ 0,02).190 = (1,9 ÷ 3,8) mm
Chọn : m = 3 ( bảng 6.8 [I])
Chọn sơ bộ chọn góc nghiêng := 10
o
+) Số răng bánh nhỏ:
Z
1
= = = 20,79

⇒ Ch n Zọ
1
= 20(răng)
+) Số răng bánh lớn:
Z
2
= u.Z
1
= 5. 20 = 100 (răng)
Ta tính lại : cosβ =m(z
1
+z
2
)/(2a
w
)=3(20+100)/(2.190)=0,947
⇒β = 18,67
o
b
w
= ψ
ba
.a
w =
0,4.190 =76 ( mm )
Hệ số dịch chỉnh x
1=
x
2
= 0

3- Xácđ nh ị đư ng ờ kính của các bánh răng
+ Đường kính vòng chia :
d
1
= = = 63,36 mm
GVHD: HOÀNG MINH THUẬN
SVTH: NGUYỄN VĂN DŨNG – LỚP CTK8 Page18
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
d
2
= = = 316,8 mm
+ ng kớnh ln :
d
w1
= = = 95 mm
d
w2
= d
w1
.u = 95. 5 = 475 mm
+ng kớnh nh rng :
d
a1
=d
1
+2.m = 63,36 + 2. 3 = 69,36 mm
d
a2
=d

2
+2.m = 316,8 +2.3 = 322,8 mm
+ ng kớnh ỏy rng :
d
f1
=d
1
2,5.m = 63,36 2,5.3 = 55,86 mm
d
f2
=d
2
2,5.m = 316,8 2,5.3 = 309,3 mm
+ gúc profin gc :
= 20
o
(theo TCVN 1065-71)
+Gúc profin rng :
= arctg(tg /cos ) =arctg(tg20
0
/0,988)=21
o
+Gúc n khp : = = 21
o
+) H s trựng khp dc l:


= = =2,58> 1
(Tho món iu kin trựng khp.)
4- Kiểm nghiệm răng về độ bền m i tiếp xúc.

ng sut tip xỳc phi tho món iu kin sau:

H
= Z
M
. Z
H
. Z

. [
H
] (6.33)
Trong ú :
+ Z
M
= 274 Mpa
1/3
- Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp
(Theo bảng 6. 5 [I])
+ H s k n nh hng ca hỡnh dỏng b mt tip xỳc.
Z
H
=
tw
b


2sin
cos.2
(6.34)

Vi : -
tw
=
t
= 21
O
-
b
: Gúc nghiờng trờn mt tr c s; tg
b
= cos
t
. tg
=> tg
b
= cos(21
o
). tg(18,67
o
) = 0,315 =>
b
= 17,5
o
v y Z
H
= = 1,69
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page19
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH

- Z

: H s k n s trựng khp ca rng c xỏc nh da vo

nh sau:
(6.37)

= = =2,58> 1nờn ta cú
Z

= (6.36b)
Trong đó:


- Hệ số trùng khớp ngang ta ta cú :


=
.
11
2,388,1
21

+
zz
cos (6.36b)
R
a
=2,5

=1,6 (6.38b)
=> Z

= = 0,79
- K
H
: H s ti trng khi tớnh v tip xỳc, ta cú :
K
H
= K
H

.K
H
.K
HV (6.39)
Vi :

+ K
H

= 1,06 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.
+ K
H

: H s phõn b ti trng cho cỏc ụi rng n khp xỏc nh da theo :
v
1
60000
w I
d n

=
= > v = = 2,4 < 2,5
V y tra b ng 6.13[I] , ta c cp chớnh xỏc 9
=> Tra b ng 6.14 [I] ta c K
H

= 1,13
+ K
Hv
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
Tra bng P2.3 ph lc c K
Hv
= 1,03
Vy : K
Hv

= 1,01
K
H
= K
H

.K
H

.K
HV
=1,06.1,13.1,03 =1,2
Thay cỏc giỏ tr va tớnh c vo biu thc tớnh
H
ta c:

H
= 274.1,69.0,79 = 405,43 MPa
Ta cú =[
H
].Z
r
.Z
v
.K
xH
(6.1)
Z
v
=0,85.v

0,1
=0,85,2,4
0,1
=0,93 ( Vỡ HB 350)
Vi cp chớnh xỏc ng hc l 9,chn cp chớnh xỏc vố mt tip xỳc l 8,khi ú
cn gia cụng t nhỏm 1,25m,do ú chn Z
r
=0,95
Vi d
a
< 700mm,chn K
xH
=1
Suy ra : =491.0,95.0,93.1= 433,80>
H
= 405,43 MPa
(Tha món iu kin)
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page20
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
Vy = .100 = .100 = 6,5% < 10
(Tha món iu kin)
5- Kiểm nghiệm độ bền m i uốn.
Điều kiện bền uốn cho răng:

F1
=
1
1

2. . . . .
. .
I F F
w nw w
T K Y Y Y
b m d

[
F1
] (6.43-6.44)

F2
=
1
21
.
F
FF
Y
Y

[
F2
]
Trong đó:
T
I
= 130000- Mô men xoắn trên bánh chủ động
m= 3- Mô đun pháp
w

b
= 76 (mm ) - Chiều rộng vành răng
d
w1
= 63,33 (mm) - Đờng kính vũng ln của bánh răng chủ động
Y
F1
, Y
F2
- Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 , ta cú :
z
v1
=

3
1
cos
z
z
v2
=

3
2
cos
z
z
v1
=
79,8cos

42
3
= 43,5 L y z
v1
= 43
z
v2
=
79,8cos
126
3
= 130,5 L y z
v2
=130
Theo bảng 6. 18[I] , ta có: Y
F1
= 3,9 ; Y
F2
= 3,6
-Y

=


1
= = 0,625 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với

là hệ số trùng
khớp ngang, ta có

= 1,6
-Y

-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,ta cú :
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page21
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
Y

=1- (
0
/140
0
) =1- (18,67
0
/140
0
) = 0,867
-K
F
- Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
Với : K
F
=K
F

.K
F

.K
Fv
=1,14.1,37.1,07=1,67 (6.45)
Trong đó:
+ K
F

= 1,14 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng,
(theo bảng 6. 7[I] )
+ K
F

= 1,37 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp ( theo bảng 6. 14[I] )
K
Fv
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công
thức(tơng tự khi tính về tiếp xúc):
Tra bng P2.3 ph lc ta c
K
Fv
= 1,07
Vy :

F1
= =63,55 (MPa)

F2
= (Mpa)
Từ đó ta thấy rằng:

F1
= 63,55 Mpa < [
F1
] = 246,85 ( MPa )

F2
= 58,66 Mpa < [
F2
] = 236,6 ( MPa )
Nh vậy điều kiện bền mỏi uốn đợc đảm bảo.
6- Kim nghim bn quỏ ti
+) Kim nghim quỏ ti tip xỳc:

Hmax
=
H
.
K
qt
v i K
qt
= T
max
/T = 1,4
=>
Hmax
=405,43.
1,4
= 479,71< [

H1
]
max
=1260 MPa (6.48-6.49)
[
H2
]
max
=1260 MPa
+) Kim nghim quỏ ti un :

F1max
=
F1
.k
qt
= 63,55.1,4 =88,97< [
F1
]
max
= 360 Mpa

F2max
=
F2
.k
qt
= 58,66.1,4 = 82,12< [
F2
]

max
= 360 Mpa
Vy rng m bo bn mi tip xỳc v bn mi un khi quỏ ti.
7- Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng trụ rng nghiêng.
Trên hình vẽ thể hin lực pháp tuyến F
n
nằm trong mặt phẳng pháp tuyến và
vuông góc với cạnh răng.
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page22
TRNG I HC SPKT HNG YấN N C S THIT K MY
KHOA C KH
Lực F
n
đợc phân ra làm ba thành phần vuông góc: Lực vòng F
t
, lực hớng tâm
F
r
, lực dọc trục F
a
.
F
n

=
F
t

+

F
a

+
F
r

Sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc
-Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng nhỏ
+Lực vòng:
F
t1
=F
t2
== = 4105,5 N
+ Lực hớng chiều trục F
r
:
F
r1
= F
r2
=F
t1
. tg
tw
/ cos = 4105,5.tg21
0
/cos18,67 = 1663,49 N
+Lực hớng kính F

a
:
F
a1
= F
a2
=F
t1
.tg= 4105,5.tg18,67= 1387,24 N
GVHD: HONG MINH THUN
SVTH: NGUYN VN DNG LP CTK8 Page23
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
KHOA CƠ KHÍ
Bảng thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng
GVHD: HOÀNG MINH THUẬN
SVTH: NGUYỄN VĂN DŨNG – LỚP CTK8 Page24
STT Thông số Kí hiệu Giá trị
1
Khoảng cách trục
a
w
190 mm
2 T s truy nỷ ố ề u 5
3
Chi u r ng về ộ ành răng
b
w
76 mm
4
Mô đun pháp

m 3 mm
5 Góc nghiêng răng
β
18,67
0
6 H s d ch ch nhệ ố ị ỉ x
x
1
= 0
x
2
= 0
7
S rố ăng
Z
Z
1
= 20 mm
Z
2
= 100 mm
8
Đường kính vòng lăn
d
w
d
w1
= 95 mm
d
w2

=475 mm
9 Đường kính vòng chia d
i
d
1
= 63,36 mm
d
2
= 316,8 mm
10 Đường kính dỉnh răng d
ai
d
a1
= 69,36 mm
d
a2
= 322,8 mm
11 Đường kính đáy răng d
fi
d
f1
= 55,86 mm
d
f2
= 309,3 mm
12 Góc frofin gốc α α =20
o
13 Góc profin răng α
t
α

t
=21
o
14 Góc profin ăn khớp α
wt
α
wt
=21
o
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
KHOA CƠ KHÍ
V - TÍNH TOÁN TRỤC
1 – Chọn vật liệu:
Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung
ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép
hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay
thép cacbon tùy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không.
Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì
ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau
tra bảng 6.1.tr92 :
σ
b
= 600 Mpa;
σ
ch
= 340 MPa Với độ cứng là 200 HB.
2.Tính toán thiết kế trục:
1. Xác định sơ bộ đường kính trục.
Đường kính trục sơ bộ được xác định theo công thức:
[ ]

3
.2,0
T
d
τ
≥
(m) (10.9)
Trong đó:
- T là mômen xoắn tác dụng lên trục.
T
I
= 130000 Nmm
T
II
= 610000 Nmm
- [τ]= 12 ÷30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép.
Chọn []= 15 MPa
[]=20 MPa
-Đường kính sơ bộ trục I:
d
sb
I
≥
3
0,2.[ ]
I
T
τ
= = 35,12 (mm)
Lấy d

sb
I
= 40 (mm)
-Đường kính sơ bộ trục II
GVHD: HOÀNG MINH THUẬN
SVTH: NGUYỄN VĂN DŨNG – LỚP CTK8 Page25