Thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn trụ và bộ truyền xích đại học công nghiệp HN

Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư
ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến
thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng
làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp
ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương
pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi
tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng bước giúp sinh viên làm quen với
công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn - trụ và
bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc
và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợp
lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực
hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp
ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Tuấn Linh
đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn
học này.
Hà nội, tháng 6 năm 2012
Sinh viên thực hiện
Nguyễn Văn Tá
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
1
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội

Mục lục

Lời nói đầu……………………………………………………………………………………………3
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
2
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
Phần 1 : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ MOMEN XOẮN
TRÊN CÁC TRỤC.
1.1. Tính toán chọn động cơ.
1.1.1. Xác định công suất cần thiết.
- Công suất cần thiết: P
ct
=
==
86,0
7908,4
.
η
t
P
5,6 (kw)
+ P
t
= β.P
lv
: Công suất tương đương.

=

















=
∑
ck
ii
t
t
T
T
.
2
1
β

826,0
8
4
.

7,0
8
5,3
.
1
1
2
1
1
=
















+









T
T
T
T
(Do thời gian mở máy rất
nhỏ nên có thể bỏ qua T
mm
).
Công suất làm việc trên trục máy công tác:

1000
Fv
P
lv
=
=
1000
58,0.10000
= 5,8(kw)
⇒ P
t
= 0,826.5,8 = 4,7908 (kw)
+ η: Hiệu suất bộ truyền, ở lăn, ổ trượt, khớp nối.
η = η
kn

. η
2
br
. η
4
ol
. η
x
= 0,99.0,97
2
.0,99
4
. 0,96 = 0,86
Tra bảng 2.3
η
kn
= 0,99 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi.
η
br
= 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.
η
ol
= 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn.
η
x
= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền xích.
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
3
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội

1.1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ.
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động:
U
t
= U
br
.U
x
= 17.2 = 34
Tra bảng 2.4:
+ U
br
= 17: Tỷ số truyền bộ truyền động bánh răng.
+ U
x
= 2: Tỷ số truyền bộ truyền xích.
- Số vòng quay của trục máy công tác:
n
lv
=
pz
V
.
.60000
=
4,25.31
58,0.60000
= 44 (vòng/phút)
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n

sb
= U
t
.n
lv
= 34.44 = 1496 (vòng/phút)
1.1.3. Chọn động cơ.
P
ct
= 5,6 (kw), n
đb
= 1500 (vòng/phút)
Tra bảng P 1.1 chọn động cơ K160S4
Công suất
(kw)
Vận tốc quay
(vòng/phút)
η% Cos Khối lượng
(kg)
Đường kính trục
D (mm)
7,5 1450 87,5 0,86 5,8 2,2 94 32
P
đc
= 7,5 (kw) > P
ct
= 5,6 (kw),
6,12,2
11
=>=

T
T
T
T
mmk
Vậy động cơ đã chọn đạt yêu cầu.
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
4
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
1.2. Phân phối tỷ số truyền và momen xoắn.
1.2.1. Xác định tỷ số truyền U
t
của hệ dẫn động.
U
t
=
lv
đc
n
n
=
44
1450
= 32,96
U
t
= U
n
.U

h
⇒ U
h
=
2
96,32
=
n
t
U
U
= 16,48
n
đc
= 1450: Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút)
n
lv
= 44: Số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút)
U
n
: Tỷ số bộ truyền ngoài, tra bảng 2.4 (tập 1) chọn U
n
= 2
U
h
= U
1
.U
2
: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc.

Tra bảng 3.1 chọn U
h
= 16 ⇒ U
1
= 4,91 U
2
= 3,26
-Tính lại U
n
: U
n
=
n
t
U
U
=
16
96,32
= 2,06
1.2.2. Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các
trục.
1.2.2.1. Xác định công suất trên các trục.
- Đĩa xích tải: P
x
=
7,5
99,0
6,5
==

ol
lv
P
η
(kw)
- Trục III: P
III
=
olx
x
P
ηη
.
=
6
99,0.96,0
7,5
=
(kw)
- Trục II: P
II
=
brol
III
P
ηη
.
=
25,6
97,0.99,0

6
=
(kw)
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
5
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
- Trục I: P
I
=
5,6
99,0.97,0
25,6
.
==
olbr
II
P
ηη
(kw)
- Trục động cơ: P
đc
=
kn
I
P
η
=
99,0
5,6

= 6,6 (kw)
1.2.2.2. Tốc độ vòng quay các trục.
- Trục động cơ: n
đc
= 1450 (vòng/phút)
- Trục I: n
I
= n
đc
= 1450 (vòng/phút)
-Trục II: n
II
=
I
I
U
n
=
91,4
1450
= 295 (vòng/phút)
- Trục III: n
III
=
2
U
n
II
=
26,3

295
= 90 (vòng/phút)
- Đĩa xích: n
x
=
n
III
U
n
=
06,2
90
= 44 (vòng/phút)
1.2.2.3. Momen xoắn trên các trục.
- Đĩa xích tải bị dẫn: T
x
= 9,55.
6
10
.
x
x
n
P
= 9,55.
6
10
.
44
7,5

= 1237160 (Nmm)
- Trục III: T
III
= 9,55.10
6
.
III
III
n
P
= = 9,55.10
6
.
90
6
= 636670 (Nmm)
- Trục II: T
II
= 9,55.10
6
.
II
II
n
P
= 9,55.10
6
.
295
25,6

= 202330 (Nmm)
- Trục I: T
I
= 9,55.10
6
.
I
I
n
P
= 9,55.10
6
.
1450
5,6
= 42810 (Nmm)
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
6
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
- Trục động cơ: T
đc
= 9,55.10
6
.
đ
đc
P
η
= 9,55.10

6
.
1450
6,6
= 43470 (Nmm)
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
7
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
* Bảng thông số
Trục Động cơ I II III Đĩa xích
Tỷ số truyền
U
1 4,91 3,26 2,06
Công suất
(kw)
6,6 6,5 6,25 6 5,7
Tốc độ vòng
quay
(vòng/phút)
1450 1450 295 90 44
momen xoắn
T (Nmm)
43470 42810 202330 636670 1237160
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
8
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN XÍCH).
2.1. Chọn loại xích.

- Đặc tính: làm việc êm, vận tốc nhỏ ⇒ chọn xích con lăn chịu lực tốt, dễ chế tạo, giá
thành rẻ
2.2. Xác định thông số của xích và bộ truyền.
2.2.1. Chọn số răng đĩa xích.
U
x
= 2,06 số răng đĩa nhỏ (đĩa dẫn) Z
1
= 27
⇒ Số răng đĩa lớn là: Z
2
= U
x
.Z
1
= 2,06.27= 55,62 chọn Z
2
= 55 < Z
max
= 120
2.2.2. Xác định bước xích p.
Chọn bước xích p = 25,4 (mm)
- Điều kiện đảm bảo độ bền mòn của bộ truyền xích:
P
t
= P.k.k
z
.k
n
[P]

P
t
: Công suất tính toán (kw).
P = 5,7 (kw): Công suất cần truyền (kw).
K=k
o
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
đ
.k
c
= 1.1.1.1.1.1,45= 1,45
Tra bảng 5.6:
K
o
= 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (góc nghiêng đường nối tâm bộ
truyền xích bằng 60
o
).
K
a
= 1: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (chọn sơ bộ a = 4p).
K
đc
= 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (trục được điều

chỉnh bằng một trong các đĩa xích).
K
bt
= 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường không có bụi chất lượng
bôi trơn loại II).
K
đ
= 1: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (làm việc êm).
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
9
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
K
c
= 1,45: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 3 ca).
K
z
=
27
2525
1
=
Z
= 0,93: hệ số số răng.
K
n
=
90
200
3

01
=
n
n
= 2,22: Hệ số vòng quay, Tra bảng 5.5 chọn n
01
= 200.
⇒ P
t
= 5,7.1,45.0,93.2,22 = 17,1 (kw)
Dùng xích 2 dãy ⇒ k
d
= 1,7 ⇒ P
d
=
1,10
7,1
1,17
==
d
t
k
P
(kw) < [P]= 11 (kw)
Tra bảng 5.5 bước xích: p = 25,4 (mm) thỏa mãn điều kiện đảm bảo độ bền mòn của bộ
truyền xích.
Các thông số kỹ thuật của xích con lăn 2 dãy bước xích p = 25,4 (mm). Tra bảng 5.2
Bước
xích p
(mm)

Kích thước (mm) Tải trọng
phá hỏng
Q (kN)
Khối lượng
1 mét xích
q
1
(kg)
B, không
nhỏ hơn
d
o
d
1
l h, không
lớn hơn
b, không
lớn hơn
25,4 15,88 7,95 15,88 29,29 24,2 68 113,4 5
2.2.3. Khoảng cách trục và số mắt xích.
2.2.3.1. Khoảng cách trục.
Khoảng cách trục: a = 40p = 40.25,4 = 1016 (mm)
2.2.3.2. Số mắt xích.
- Xác định số mắt xích:
x =
p
a2
+
2
21

ZZ +
+
a
pZZ
2
2
12
4
)(
π
−
=
( )
5,121
1016.4
4,25.2755
2
5527
4,25
1016.2
2
2
=
−
+
+
+
π
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5

10
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
chọn x = 122
- Tính lại khoảng cách trục a:
a = 0,25p{x
c
– 0,5(Z
2
+ Z
1
) + }
= 0,25.25,4{122 - 0,5(55 + 27) + }
= 1022,4 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a cần giảm một lượng:
a = 0,003a ⇒ a = a – 0,003a = 1022,4 - 0,003.1022,4 = 1019,3 (mm)
- Kiểm nghiệm số lần va đập: Tra bảng 5.9 p = 25,4 chọn [i] = 30
i =
33,1
15.122
27.90

15
.
31
==
x
nZ
< [i] = 30
2.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền.
Hệ số an toàn cho phép: s =

votđ
FFFk
Q
++
[s]
Trong đó:
Q = 113400 (N): Tải trọng phá hỏng: tra bảng 5.2.
K
đ
= 1,2: Hệ số tải trọng động.
F
t
=
v
P
III
.1000
=
2,5825
03,1
6.1000
=
(N): Lực vòng
v =
03,1
60000
90.4,25.27
60000

31

==
npZ
(m/s)
F
o
= 9,81k
f
qa (N): Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
Chọn f = 0,01a, k
f
= 2: Hệ số độ võng ( trục nghiêng 60
o
)
tra bảng 5.2 (tập 1) q = 5 (kg)
F
o
= 9,81.2.5.1,0193 = 100 (N)
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
11
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
F
v
= qv
2
= 5.1,03
2
= 5,3 (N): Lực căng do lực li tâm sinh ra:
tra bảng 5.2 q = 5 (kg)
⇒ s =

16
3,51002,5825.2,1
113400
=
++
Tra bảng 5.10 (tâp 1) n
1
= 200 (vòng/phút) ⇒ [s] = 8,2
⇒ s > [s]. Bộ truyền đảm bảo độ bền.
2.4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.
2.4.1. Xác định các thông số của đĩa xích.
- Đường kính vòng chia của đĩa xích:
d
1
=








1
Z
180
sin
p
=
8,218

27
180
sin
4,25
=






(mm)
d
2
=








2
Z
180
sin
p
=
9,444

55
180
sin
4,25
=






(mm)
Tra bảng 14.4a,b
- Đường kính vòng đỉnh lăn:
d
a1
= p[0,5 + cotg] = 25,4[0,5 + cotg] = 230 (mm)
d
a2
= p[0,5 + cotg] = 25,4[0,5 + cotg] = 456,9 (mm)
- Bán kính đáy: r = 0,5025d
1
+ 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 (mm)
Tra bảng 5.2 d
1
= 15,88 (mm)
- Đường kính vòng đáy răng:
d
f1
= d

1
– 2r = 218,8 – 2.7,63 = 203,54 (mm)
d
f2 =
d
2
– 2r = 444,9 – 2.7,63 = 429,64 (mm)
- Đường kính vành đĩa:
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
12
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
d
v1
= pcotg (mm)
d
v2
= pcotg 423,5 (mm)
* Tra bảng 14-4a: h = 15,9 (mm)
- Đường kính con lăn xích: tra bảng 5.2 d
1
= 15,88 (mm)
- Chiều rộng đĩa răng:
xích 2 dãy nên: b = 0,93B – 0,15 = 0,93.15,88 – 0,15 = 14,62 (mm)
Tra bảng 5.2 chiều rộng đĩa xích: B = 15,88
- Chiều rộng vành đĩa xích 2 dãy: B
1
= l +b = 29,29 + 14,62 = 43,91 (mm)
Tra bảng 5.2 khoảng cách các dãy l = 29,29 (mm)
Ứng suất tiếp xúc

H
trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
H
= 0,47.
H
]
Trong đó:

H
] = 550 (Mpa): Ứng suất tiếp xúc cho phép. Tra bảng 5.11
F
t
= 5825,2 (N): Lực vòng.
F
vđ
= 13.10
-7
n
1
p
3
m (N): Lực va đập trên 1 (m) dãy xích:
F
vđ
= 13.10
-7
.90.25,4
3
.1 = 1,92 (N)
Dùng xích 2 dãy ⇒ k

d
= 1,7
k
đ
= 1:hệ số phân bố tải trọng. tra bảng 5.6
k
r
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng xích
Z
1
= 27 ⇒ k
r1
= 0,396
Z
2
= 55 ⇒ k
r2
= 0,23
E = 2,1.10
5
Mpa: Môđun đàn hồi.
A = 306 (mm
2
): Diện tích chiếu của bản lề. tra bảng 5.12
H1
=0,47. = 453,6 (Mpa)
H2
=0,47. = 346 (Mpa)
⇒
H1

,
H2
<
H
]
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
13
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
Chọn vật liệu: gang xám CЧ 24 – 44 tôi đạt độ cứng HB = 321 khi đó ứng suất tiếp xúc
H
= 550 (Mpa) thỏa mãn.
2.4.2. Xác định các lực tác dụng lên trục.
Lực tác dụng lên trục: F
r
= k
x
.F
t
= 1,05.5825,2 = 6116,5 (N)
Bộ truyền nghiêng một góc 60
o
nên k
x
= 1,05
* Bảng thông số
Thông số Đĩa dẫn Đĩa bị dẫn
Đường kính vòng chia d (mm) 218,8 444,9
Đường kính đỉnh răng d
a

(mm) 230 456,9
Đường kính vòng đáy răng d
f
(mm) 203,54 429,64
Đường kính vành đĩa d
v
(mm) 196,6 423,5
Đường kính con lăn d
1
(mm) 15,88
Chiều rộng đĩa răng b (mm) 14,62
Chiều rộng vành đĩa xích 2 dãy B
1
(mm) 43,91
Các thông số khác tra bảng 14-4b.
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
14
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.
3.1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng với:
- Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
Chọn độ cứng HB = 245
Giới hạn bền
1b
σ
= 850 (MPa)
Giới hạn chảy

1ch
σ
= 580 (MPa).
- Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền
2b
σ
= 750 (MPa)
Giới hạn chảy
2ch
σ
= 450 (MPa).
3.2. Xác định ứng suất cho phép.
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ]
H
σ
=
o
H lim
σ
.
H
HL
S
K
-
o

H lim
σ
= 2HB +70: Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2.
+
o
H 1lim
σ
= 2 . 245 +70 = 560 (MPa)
+
o
H 2lim
σ
= 2 . 230 + 70 = 530 (MPa)
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
15
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
- K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ của bộ truyền.
+ HB= 245 < 350 ⇒ m
H
= 6

+ N
HO
= 30H
HB
2,4

: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm về tiếp
xúc. N
HO1
= 30H
HB
2,4

= 30.245
2,4
= 1,626.10
7
N
HO2
= 30H
HB
2,4

= 30.230
2,4
= 1,397.10
7
+ N
HE
= 60cƩ

ii
i
tn
T
T
3
max








: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
N
HE1
= 60.1.
91,4
1450
.
7
3
1
1
3
1
1
10.3,1715000.

45,3
4
.
7,0
45,3
5,3
. =








+








+
+









T
T
T
T

N
HE2
= 60.1.
26,3
295
.
7
3
1
1
3
1
1
10.3,515000.
45,3
4
.
7,0
45,3
5,3
. =









+








+
+








T
T
T

T
Vì N
HE1
> N
HO1
nên lấy N
HE1
= N
HO1

⇒
K
HL1
= 1
Tương tự
⇒
K
HL2
= 1.
- S
H
= 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.2 (tập 1)
⇒ Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ ]
1
H
σ
=
1,509
1,1

1
.560 =
(MPa)

[ ]
2
H
σ
=
8,481
1,1
1
.530 =
(MPa)
Với cấp sử dụng bánh răng trụ răng thẳng:
[ ]
H
σ
=
[ ]
2
H
σ
= 481,8 (Mpa)
Với cấp sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng:
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
16
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
[ ]

H
σ
=
[ ] [ ]
2
21
HH
σσ
+
=
45,495
2
8,4811,509
=
+
(MPa) 602,25 (Mpa) = 1,25
[ ]
2
H
σ
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
17
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
3.2.2. Ứng suất uốn cho phép.
[ ]
F
σ
=
o

F lim
σ
. K
FC
.
F
FL
S
K
-
o
F lim
σ
= 1,8.HB: Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2.
o
F 1lim
σ
= 1,8 . 245 = 441 (MPa)
o
F 2lim
σ
= 1,8 . 230 = 414 (MPa)
- K
FC
= 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (tải đặt một phía).
- K
FL
=
F
m

FE
FO
N
N
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng của bộ truyền.
+ m
F
= 6 do HB=245 <350.
+ N
FO
= N
FO1
= N
FO2
= 4.10
6
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
+ N
FE
= 60.c.
ii
m
i
tn
T
T
F

max
∑









: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
N
FE1
= 60.1.
91,4
1450
.
7
6
1
1
6
1
1
10.1,1415000.
45,3
4
.
7,0
45,3
5,3
. =









+








+
+








T
T
T

T
N
FE2
= 60.1.
26,3
295
.
7
6
1
1
6
1
1
10.3,415000.
45,3
4
.
7,0
45,3
5,3
. =









+








+
+








T
T
T
T
Vì N
FE1
> N
FO1
nên lấy N
FE21
= N

FO1

⇒
K
FL1
= 1
Tương tự
⇒
K
FL2
= 1.
- S
F
= 1,75: Hệ số an toàn khi tính về uốn. tra bảng 6.2.
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
18
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
⇒

[ ]
1
F
σ
=
252
75,1
1
.1.441 =
(MPa)

[ ]
2
F
σ
=
57,236
75,1
1
.1.414 =
(MPa)
3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ ]
==
1
max
1
.8,2
chH
σσ
2,8 . 580 = 1624 (MPa)
[ ]
==
2
max
2
.8,2
chH
σσ

2,8 . 450 = 1260 (MPa)
⇒
[ ] [ ]
1260
max
2
max
==
HH
σσ
(Mpa)
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ]
==
1
max
1
.8,0
chF
σσ
0,8 . 580 = 464 (MPa)
[ ]
==
2
max
2
.8,0
chF
σσ
0,8 . 450 = 360 (MPa)

3.3. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
3.3.1. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
a
w1
= K
a
. (u
1
+ 1) .
[ ]
3
1
2
1


baH
H
u
KT
ψσ
β
+ K
a
= 49,5 (Mpa
1/3
): Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại bánh răng.
tra bảng 6.5.
+ T

1
= 42810 (Nmm): Momen xoắn trên trục I.
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
19
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
+
ba
ψ
= 0,3: Tra bảng 6.6 (bánh răng đối xứng).
+ k
Hβ
= 1,027 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc. tra bảng 6.7 (Sơ đồ 7).

bd
ψ
= 0,53.
ba
ψ
.(u
1
+ 1) = 0,53.0,3.(4,91 + 1) = 0,94

⇒
a
w1
= 49,5.(4,91+ 1).
3
2

3,0.91,4.8,481
027,1.42810
= 147,7 (mm)
Lấy a
w1
= 150 (mm).
3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp.
3.3.1.1. Xác định môđun.
m
1
= (0,01…0,02). a
w1
=1,5…3 (mm)
Tra bảng 6.8 ta có m
1
= 2,5 (mm)
3.3.1.2. Xác định số răng, góc nghiêng , hệ số dịch chỉnh x.
- Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên = 0
o
- Xác định số răng: Z
1
=
( )
3,20
191,4.5,2
150.2
)1.(
.2
11
1

=
+
=
+um
a
w
Chọn Z1 = 20
⇒
Z
2
= u1.Z1 = 4,91.20 = 98,2 chọn Z2 = 98.
- Số răng tổng: Zt = Z1 + Z2 = 20+98 = 118
- Tỷ số truyền thực tế là u
t1
=
9,4
20
98
1
2
==
Z
Z
Tính lại khoảng cách trục a
w1
: a
w1
=
2
).(

211
zzm +
=
5,147
2
)9820.(5,2
=
+
(mm)
Lấy a
w1
= 150 (mm).
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
20
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
- Do đó ta phải dịch chỉnh.
+
Hệ số dịch tâm: y =
( ) ( )
19820.5,0
5,2
150
5,0
21
1
=+−=+− ZZ
m
a
ω

+ Hệ số K
y
=
5,8
118
1.10001000
==
t
Z
y
Tra bảng 6.10 ta được k
x
= 0,51
+ Hệ số giảm định răng: y =
06,0
1000
118.51,0
1000
==
tx
Zk
+ Tổng hệ số dịch chỉnh: x
t
= y + y = 1 + 0,06 = 1,06
+
Hệ số dịch bánh răng 1: x
1
= 0,5[x
t
–

( )
( )
2,0
118
1.2098
06,15,0]
12
=






−
−=
−
t
Z
yZZ
+ Hệ số dịch bánh răng 1: x
2
= x
t
– x
1
= 1,06 – 0,2 = 0,86
- Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
+ Đường kính vòng chia:
d

1
=
β
cos
.
11
zm
=
0cos
20.5,2
= 50 (mm) d
2
=
β
cos
.
21
zm
=
245
0cos
98.5,2
=
(mm)
+ Khoảng cách trục chia: a = 0,5(d
1
+ d
2
) = 0,5.(50 + 245) = 147,5 (mm)
+ Khoảng cách trục : a

ω
= a +ym = 147,5 + 1.2,5 = 150 (mm)
+ Đường kính lăn: d
w1
= d
1
+
9,5050.
9820
1.2
50
2
1
21
=
+
+=
+
d
ZZ
y
(mm)
d
w2
= d
2
+
2,249245.
9820
1.2

245
2
2
21
=
+
+=
+
d
ZZ
y
(mm)
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
21
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
+ Đường kính đỉnh răng:
d
a1
= d
1
+ 2.m
1
.(1 + x
1
-

y
∆
) = 50 + 2.2,5.(1 + 0,2 – 0,06) = 55,7 (mm)

d
a2
= d
2
+ 2.m
1
.(1 + x
2
-

y
∆
) = 245 + 2.2,5.(1 + 0,86 – 0,06) = 254 (mm)
+ Đường kính đáy răng:
d
f1
= d
1
– (2,5 – 2.x
1
) . m
1
= 50 – (2,5 – 2.0,2) .2,5 = 44,75 (mm)
d
f2
= d
2
– (2,5 – 2.x
2
) . m

1
= 245 – (2,5 – 2.0,86) .2,5 = 243,05 (mm)
+ Đường kính cơ sở: d
b1
= d
1
cos = 50cos20 = 47 (mm)
d
b2
= d
2
cos = 245cos20 = 230,22 (mm)
+ Góc prôfin gốc: Theo TCVN 1065 – 71 = 20
o
+ Góc prôfin răng: α
t
= arctg






=







o
o
tg
arctg
tg
0cos
20
cos
β
α
= 20
o
+ Góc ăn khớp: α
tw
= = arctg
=






=









150
20
5,147
o
t
tg
arctg
a
tg
a
ω
α
19,7
o
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
22
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

H
σ
= Z
M
.Z
H

2

111
11

)1.( 2
ww
H
dub
uKT +
[
H
σ
]
- Z
M
= 274 (Mpa)
1/3
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng
6.5.
- Z
H
= 1,68: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Tra bảng 6.12.
(x
1
+ x
2
)/(Z
1
+ Z
2
) = (0,2 + 0,86)/(20 + 98) = 0,009

- =
91,0
3
34,24
3
4
=
−
=
−
α
ε
+ Hệ số trùng khớp dọc: ε
β
=
0
.5,2
0sin.45
sin
1
==
ππ
β
ω
o
m
b

(b
w1

=
ba
ψ
. a
w1
= 0,3.150 = 45)
+ Hệ số trùng khớp ngang:
ε
α
=
β
α
π
α
ωω
cos
cos
2
sin2
1
1
2
2
2
2
2
1
2
1
t

tbaba
m
adddd −−+−
34,2
0cos
20cos
.5,2.2
20sin150.222,230254477,55
2222
=
−−+−
=
o
o
o
π
-
K
H
=
β
H
K
.
HV
K
.
α
H
K

= 1,027.1,12.1 = 1,15: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
+ K
Hβ
= 1,027 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc. tra bảng 6.7 (Sơ đồ 7).
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
23
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
+
α
H
K
= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp (răng thẳng).
+ K
HV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
K
HV
= 1 +
12,1
1.027,1.42810.2
50.45.7,4
1
2

1
11
=+=

αβ
ν
HH
wwH
KKT
db

H
ν
=
7,4
91,4
150
.8,3.56.004,0
1
1
==
u
a
vg
w
oH
δ
v =
8,3
60000
1450.50.
60000
11
==

ππ
ω
nd
(m/s) Tra bảng 6.13và 6.14 chọn cấp chính xác 8.
H
δ
= 0,004: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15.
g
o
= 56: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và
bánh 2. Tra bảng 6.16.
⇒
H
σ
=
( )
430
50.91,4.45
191,4.15,1.42810.2
91,0.68,1.274
2
=
+
(Mpa)
* Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ]
H
σ
=
[ ]

H
σ
. Z
R
.Z
v
. K
xH
= 481,8.0,95.1.1= 457,71 (Mpa)
Z
R
= 0,95: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Cấp chính xác 8 ⇒ R
a
= 2,5…1,25 µm ⇒ Z
R
= 0,95.
Z
v
= 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. v = 3,8 (m/s) 5 (m/s) ⇒ Z
v
= 1K
xH
=
1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
d
a2
= 254 (mm) 700 (mm) ⇒ K
xH
= 1.

⇒
H
σ



[ ]
H
σ
.
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
24
Đồ án môn học chi tiết máy Trường đại học công nghiệp Hà Nội
Vậy răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc.
Tính lại chiều rộng vành răng: b
ω1
= ψ
ba
.a
w1
[ ]
7,39
71,457
430
.150.3,0
2
2
=







=








H
H
σ
σ
Lấy b
ω1
= 40 (mm)
Sinh viên: Nguyễn Văn Tá
Lớp: ĐHCNKT cơ khí 2-k5
25