đồ án chi tiết máy côn trụ 2 cấp

D ương Minh V ũ

_57ktck

LỜI NÓI ĐẦU
Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học
xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn
học. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy.
Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ
sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết
máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên
ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động
cơ điện đến cơ cấu chấp hành.
Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, côn trụ: có các ưu điểm
là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được
triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi
trơn,
Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay
vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để
giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm
thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất
đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về
công việc cũng như nghiên cứu và tính toán.
Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong
quý thầy tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm,
những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện
các đề tài sau này.
Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô.
Hà Nội, ngày tháng năm 2015
Sinh viên thực hiện

Dương Minh Vũ

1


D ương Minh V ũ

_57ktck

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
PHẦN I : ĐỘNG HỌC HỆ BĂNG TẢI
Đề Bài : Thiết kế hệ thộng dẫn động băng tải (sơ đồ như hình vẽ):

1. Động cơ điện
2. Bộ truyền ngoài (xích)
3. Hộp giảm tốc
4. Khớp nối
5. Tang quay
Các số liệu cho trước:
Lực tác dụng:
Vận tốc tang trống:

Ft = 8500 (N)
v = 0,45 (m/s)

2


D ng Minh V

_57ktck
ng kớnh tang: D = 300 (mm);
Thi gian phc v: 7 (nm)
Mi ngy lm vic: 1 (ca);
Mi ca 7 gi
Ti trng tnh;
Bng ti lm vic mt chiu.

I, Chọn động cơ
1, Xác định công suất cần thiết của động cơ
iu kin chn cụng sut ng c Pc > Pyc
+,Công suất cụng tỏc Pct :
Pct= = (KW)
Với : v =0,45 m/s - vận tốc băng tải
F =8500 N - lực kéo băng tải
+, Hiệu suất hệ dẫn động :
= nib .

Theo sơ đồ đề bài thì : =k.3ô.brcôn. brtrụ.x
Tra bảng( 2.3), ta đợc các hiệu suất:
k = 0,99
- hiệu suất nối trục.
ol = 0,992 - hiệu suất một cặp ổ lăn
brcôn= 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng côn
brtrụ = 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng trụ
x = 0,90 - hiệu suất bộ truyền xích để hở
= 0,99. 0,9923. 0,96.0,96. 0,90 = 0,80

Công suất yờu cu Pyc đợc xác định bằng công thức:
Pyc= Pct / = 3,825/ 0,70 =4,78 (KW)

2, Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là U t.Theo bảng 2.4, truyền động
bánh răng cụn_trụ hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp, bộ truyền ngoài (truyền động
xích)
Ut= Uhgt. Un
Uhgt: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc ; Uhgt =16
Un: tỉ số truyền sơ bộ của xích
; Un = 3

Ut=16.3= 48
+, Số vòng quay của trục máy công tác là nlv :
nlv = == 28,662 (vg/ph)
3


_57ktck
Trong đó :


D ng Minh V
v : vận tốc băng tải; v = 0,45 m/s
D : đờng kính băng tải ; D=300 mm

Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc:
nsbđc = nlv . usb = 28,662.48 = 1375,77 (vg/ph)

3, Chọn động cơ
Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : Pđc

Pyc ; nđc nsb

Từ kết quả : Pyc= 4,78 (KW)
nsbc =1375,77 (vg/ph)
Ta chọn động cơ ký hiệu : 4A112M4Y3 (bảng P 1.3)
Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A112M4Y3 nh sau :
Pđc
= 5,5 kw
nđc
= 1425 vg/ph
cos = 0,85
n%

= 85,5

Theo bảng P 1.7 có:
Đờng kính trục động cơ : d1=32 mm
Khối lợng
: m=56 kg
Kết luận động cơ 4A112M4Y3 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.

II, PHN PHI T S TRUYN
Nh đã biết tỷ số truyền chung : Ut = Uhgt. Un
mặt khác:
Ut = = =49,7
Do đó :
+, Chọn trc t s truyn ca b truyn xớch l
uhộp =

ung=3

mà uh= u1. u2

Trong đó : u 1 : Tỉ số truyền cấp nhanh cặp bánh răng côn
u2 : Tỉ số truyền cấp chậm cặp bánh răng trụ
Ta Chn =0,3 ; =1,2
[]=[] ; v = =1,1
Cú = = =12,9
T ú = 12,9. =17,1
T th hỡnh (3.21)
Cú uh =16,5 u1=4,40
Do ú t s truyn ca cp bỏnh rng tr cp chm s l
4


D ương Minh V ũ

_57ktck
u2 = uh/u1 = 16,5/4,4 =3.66
ta tính lại Ung=

U sb
U 1 *U 2

=

49,7
= 3.09

4.4 * 3,66

III, X¸c ®Þnh c¸c th«ng sè trªn c¸c trôc
1, C«ng suÊt t¸c dông lªn c¸c trôc
+, Trôc III :P3 = = 3,86 kw
+, Trôc II : P2= == 4,05 kw
+, Trôc I : P1= = = 4,25 kw
2, Sè vßng quay trªn c¸c trôc
+, Số vòng quay của trục động cơ là nđc=1425 vg/ph
+, Số vòng quay cña trôc I :
n1 = n®c/un = 1425/3,09 =461 (vg/ph)
+, Số vòng quay cña trôc II :
+, Số vòng quay cña trôc III :

n2 =
n3 =

n1
u1
n2
u2

= = 104,7 (vg/ph)
= = 28,6 (vg/ph)

3, M« men xo¾n trªn c¸c trôc
Trục động cơ : Ti = 9,55.106. =9,55.106 = 36859 N.mm
Trôc I : T1 = 9,55.106. =9,55.106 = 85447 N.mm
Trôc II : T2 = 9,55.106. =9,55.106 = 369412 N.mm
Trôc III : T3 = 9,55.106. =9,55.106 = 1288916 N.mm

IV, B¶ng tæng kÕt
Trôc

Th«ng sè

C«ng suÊt: P(kW)
Sè v/quay:n(vg/ph)
M«men: T(N.mm)

§éng c¬
I
II
III
Un = 3,09
U1 = 4,40
U2 = 3,66
5,5
4,25
4,05
3,86
1425
461
104,7
28,6
29085
85447
369412 1288916

5

D ng Minh V

_57ktck

Phần II : TNH TON THIT K B TRUYN NGOI
1, Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta chọn xích ống con lăn
2, Xác định các thông số của xích và bộ truyền
+, Theo bảng 5.4 ,với ux =3,09
Chọn số răng đĩa nhỏ : Z1 = 25
+, Do đó số răng đĩa lớn là : Z2 = ux.Z1 = 3,09. 25 = 77,25
Chọn số răng đĩa lớn : Z2 = 77
Z2 < Zmax = 120 thoả mãn điều kiện xích ăn khớp đúng
T s truyn thc : Ux = 77/25 =3,08
+, Công suất tính toán về mòn bản lề:

Pt=P.k.kn. .kz

Trong đó :
P: là công suất cần truyền qua bộ truyền xích Pyc = 5,46 Kw
kz : là hệ số số răng , với Z1=25 kz= 25/Z1 = 1
kn : Hệ số số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở,
chọn : n01=1600vg/ph
kn=n01/n3=1600/ 1425 = 1,122
Li cú : k = k0.ka.kđc.kbt. kđ.kc : tích các hệ số thành phần
Trong đó:
k0 : hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bộ truyền
k0= 1 (đờng nối tâm các đĩa xích làm với phơng ngang một góc < 40o)
ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

ka =1 (do chn a = 40 p)
kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích
kđc = 1,25 (vị trí trục không điều chỉnh đợc)
kbt =1,3 (môi trờng làm việc có bụi , bôi trơn II )
kđ: hệ số tải trọng động
kđ = 1 (tải trọng tnh lm vic ờm )
kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
kc = 1 ( làm việc 1 ca)
k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1 .1 = 1,625
Nh vậy :
Pt = 4,78. 1,625. 1,122.1 = 8,7 kW
Theo bảng 5.5,với n01=1600 vg/ph , chọn bộ truyền xích một dãy có bớc xích p =
15,875 mm; dc= 5,08 mm; B = 13,28 mm
thoả mản điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 12,7 kW đồng thời theo bảng 5.8
thoả mãn điều kiện bớc xích: p < pmax
+, Tinh khoảng cách trục sơ bộ :
asơbộ = 40. p = 40 .15,875 =635 mm
Số mắt xích :
X=

=+ +

6


D ng Minh V

_57ktck

=

131

Lấy số mắt xích chẵn : xc = 132
+, Tính lại khoảng cách trục
a = 0,25. p.
= 0,25.15,875.
= 629,2 mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tớnh c cn gim
bt đi một lợng :
a = (0,002. a
Ta chn = 0,004a = 0,004.629,2 = 2,52 mm
Vậy :
a = 627 mm
+, Số lần va đập của xích
i = = =30
Vy s liu ó tha món
3, Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn do (chịu tải trọng lớn khi mở máy và
thờng chịu tải trọng va đập)
Cn tin hnh kim nghim v quỏ ti theo h s an ton S
Q
k d .Ft + F0 + Fv

s=
[s]
Trong đó:
Theo bảng 5.2 , ta có: Q = 22,7 kN ; q1 = 1 kg
Hệ số tải trọng tnh: kđ = 1
Vận tốc xích tải : v = = m/s

Lực vòng : Ft =1000P/v = 1000.4,78/9,4 = 508,5 N
Lực căng do lực li tâm gây ra Fv = q.v2= 1. 9,4 2 = 88,36 N
Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động gây ra :
F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81. 6. 1. 0,627= 36,9 N
(hệ số độ võng: kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)
Q
k d .Ft + F0 + Fv

Do đó: s =
= =35,8
Theo bng 5.10 vi n = 1600 vg/ph, = 13,3
Vy s :bộ truyền xích làm việc đủ bền
4, Đờng kính đĩa xích
Theo công thức 5.17 và bảng 13.4
Đờng kính vòng chia :
d1 = = 127 mm
d2 = = = 396,8 mm
Đờng kính đĩa xích:
7


D ng Minh V

_57ktck

da1 = p.[0,5 + cotg(/Z1)] = 15,875.[ 0,5 + cotg(/25)] = 133,6 mm
da2 = p.[0,5 + cotg(/Z2)] = 15,875.[ 0,5 + cotg(/75)] = 397 mm
df1 = d1- 2r = 127 2. 5,1554 = 116,68 mm
df2 = d2- 2r = 396,8 2.5,1554 = 386,4 mm
(với r = 0,5025.dl + 0,05 = 0,5025.10,16 + 0,05 = 5,1554 mm v dl =10,16 mm

theo (bảng 5.2) )

5, Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
H = 0, 47.

K r . ( Ft .K d + Fvd ) .E
[ H ]
A.K d

Trong đó:
[H1 ]_ [H2 ] ứng suất tiếp xúc cho phép.
[H1 ]_ Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện t rn HB210 s t
c ng sut tip xỳc cho phộp :[H1]=600 Mpa
[H1 ]_ Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện t rn HB s t c
ng sut tip xỳc cho phộp :[H1]= Mpa
Lc va p trờn m dóy mt xớch : m =1
Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n.p3.m = 13.10-7.1425.15,8753.1 = 7,4 N
Hệ số tải trọng : Kđ = 1
Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích : Kr1 = 0,42 ( vì Z1 =25 )
Kr2 = 0,21 (vỡ Z2 = 75 )
Diện tích bản lề : A = 51,5 mm2 (bảng 5.12 với xích con lăn một dãy)
Môđun đàn hồi : E = 2,1.105 Mpa

=441,78 Mpa
= 312,3 Mpa
[H1 ]_ [H2 ] ứng suất tiếp xúc cho phép.
Vi [H1 ]_ Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện t rn HB210 s
t c ng sut tip xỳc cho phộp :[H1]=600 Mpa

H1 < [H1] : vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc .

Vi [H2 ]_ Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện t rn HB170 s
t c ng sut tip xỳc cho phộp :[H1]= 500 Mpa

H2 < [H2] : vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc .
6, Lc tỏc dng lờn trc
Fr = kx.Ft
Trong ú : Ft = 508,5 Nx
do b truyn nghiờng 1 gúc nh hn 40 , nờn kx =1,15
8


D ng Minh V

_57ktck
Fr = 1,15.508,5 =584,775 N

7, Các thông số bộ truyền xích
Khoảng cách : a =627 mm
Bớc xích
: p = 15,875 mm
Số răng
: Z1 = 25 răng ; Z2 = 77 răng
Số mắt xích : xc = 132
8, Lực tác dụng lên trục
Fr = kx.Ft = 1,15. 580,8 = 667,92 N
(kx= 1,15 - do bộ truyền nằm ngang )

Phần III : TNH TON THIT K B TRUYN TRONG
A, Tính thiết kế bộ truyền cp nhanh_bánh răng côn

1, Chọn vật liệu.
Để thống nhất hoá vật liệu , chọn vật liệu hai cấp (cấp nhanh và cấp chậm) nh
nhau ; theo bảng (6.1) ; với chế độ làm việc êm, ta chọn vật liệu:
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 . . . 240
Có : b1 = 750 MPa
ch 1 = 450 MPa.
Bánh lớn : Thép 45, thờng hóa độ rắn HB 170 . . 217
Có : b2 = 600 Mpa
ch 2 = 340 MPa.
2, Xác định ứng suất cho phép
+, ứng suất tiếp xúc cho phép :

[ H ] = ( H lim

+, ứng suất uốn cho phép :

[ F ] = ( F lim

Tính sơ bộ chọn :
ZRZVKxH = 1



)

S H Z R Z V K xH K HL

)

S F YR YS K xF K FC K FL

[ H ] = H lim K HL

SH

[ F ] = F lim .K FL

SF

YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều)
+, Dựa vào bảng (6.2),với thép 45 tôi cải thiện và thờng hoá ta chọn độ rắn bề mặt:
Bánh nhỏ HB = 230
Bánh lớn HB = 210
oHlim1 = 2.HB1+ 70 = 2. 230 + 70 = 530 Mpa
9


D ng Minh V

_57ktck

oFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8 . 230 = 414 Mpa
oHlim2 = 2.HB2 + 70 = 2. 210 + 70 = 490 Mpa
oFlim2 = 1,8. HB2 = 1,8 . 210 = 378 Mpa
+, KHL, KFL : là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức :
m
N Ho N HE
KHL=
m
N Fo N FE

KFL=
H

F

Với :
mH , mF : là bậc đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, do HB < 350 mH
= mF = 6
+, NHo: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NHo1 =30 . = 30.2302,4 = 1,397230.107
NHo2 =30 . = 30.2102,4 = 1,123175.107
+, NFo : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106
+, NHE , NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng :
NHE =NFE = 60.c.n. =60.1.461.60480 = 1,67.109
NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1
NFE1 > NFO => KFL1 = 1
NFE2 > NFO => KFL2 = 1
+, SH , SF : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng (6.2), ta có
SH =1,1.
SF =1,75.
Thay vào ta đợc :
[ H ] = H lim K HL S H
+,
== 481,818 (Mpa)
== 445,455 (Mpa)
=>> = min 445,455 (Mpa)

+,

[ F ] = F lim .K FL
[F]1 =

SF

414.1
= 236,571(MPa)
1,75
378.1
= 216(MPa)
1,75

[F]2 =
+, ứng suất quá tải cho phép :

10


D ng Minh V

_57ktck

[H]max=2,8.ch [H]max1=2,8.450=1260 Mpa ; [H]max2=2,8.340 = 952 Mpa
[F]max=0,8.ch [F]max1= 0,8.450 =360 Mpa ; [F]max2=0,8.340 = 272 Mpa
3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng côn
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh côn răng thẳng nên :

[ H ] = min ( [ H ] 1 ,[ H ] 2 ) = 445,455

MPa

a, Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài Re và đờng kính chia ngoài de
, Đờng kính chia ngoài của bánh chủ động
K R . u 2 + 1. 3 T1 .K H /[(1 K be ).K be .u.[ H ] ]
2

Re =

Trong đó:
+, KR : hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răng
thẳng bằng thép
KR = 0,5.Kd = 0,5. 100 = 50 MPa1/3 (do Kd=100 Mpa1/3 )
+, Kbe : hệ số chiều rộng vành răng
b
Re

Kbe=
= 0,250,3 ,do u1 = 4,40 > 3 Kbe = 0,25
+, KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
bánh răng côn.
Kbe.u1/( 2 - Kbe) = 0,25.4,4/(2 0,25) = 0,628
Trc lp với ổ đũa, tra truy hi ta đợc : KH = 1,14
+, T1 =85447 Mpa - mômen xoắn trên trục I
+, [H]=445,455 Mpa
R 'e
Vậy : chiều dài côn ngoài sơ bộ
là:
Re = . = 190 mm

d'e1
, Đờng kính chia ngoài sơ bộ
của bánh răng côn chủ động là :
de1 = = = 84,2 mm
b, Xác định các thông số ăn khớp
+, Số răng bánh nhỏ Z1 :
Từ de1 = 84,2 mm và tỉ số truyền u1 = 4,4 ,tra bảng (6.22) ,ta có :z1p =17
Với: HB1, HB2 < HB 350 Z1 = 1,6.z1p = 1,6.17 = 27,2
chọn Z1 = 27 răng
dựa vào bảng (6.20), chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng :
x1 =0,4 ; x2 =- 0,4
+, Đờng kính trung bình và mô đun trung bình sơ bộ :
dm1 = (1-0,5.Kbe).de1 =(1-0,5.0,25).84,2 =73,5 mm
mtm=dm1/z1 =73,5/27 = 2,7 mm
+,Modum vũng ngoi:
11


D ng Minh V

_57ktck

mte = mtm /(1-0,5.Kbe) = 2,7/(1-0,5.0,25) =3,085
Theo bảng (6.8), lấy theo trị số tiêu chuẩn:
mte = 3 mm
Do đó :
Mô đun trung bình tính lại là:
mtm = mte.(1 0,5.Kbe) = 3.(1- 0,5.0,25) = 2,625 (mm)
Vy Z1= dm1/mtm =73,5/2,625 =28
ly Z1=28 rng

Đờng kính trung bình bánh nhỏ tính lại là:
dm1 = mtm .Z1 = 2,625.28 = 73,5 (mm)
Đờng kính chia ngoài bánh nhỏ de1 :
de1 = mte .Z1 = 3.28 = 84 (mm)
+, Số răng bánh lớn Z2 :
Z2 = u1.Z1 = 4,4. 28 = 123,2 Z2 = 123 răng
Tỷ số truyền thực là : u1 = Z2/Z1 = 123/28 = 4,4
+, Góc côn chia :
1 = arctg(Z1/Z2) = arctg(28/123) = 124927.83
2 = 90 - 1 = 771032.17
+, Chiều dài côn ngoài Re :
Re=0,5.mte. =0,5.3.= 189 mm
+, Đờng kính chia ngoài của bánh răng côn lớn de2 :
d e2 = Z2.mte = 123. 3 = 369 (mm)
+, Chiều rộng vành răng b :
b = Re . Kbe = 189 . 0,25 = 47,25 (mm)
lấy b = 50 (mm)
4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền răng côn
a, Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

2.T1K H u 2m + 1
H = Z M .Z H .Z .
[ H ]
0,85.b.d 2m1u
Trong đó :
+, ZM : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp, vật liệu thép-thép , tra
bảng (6.5 ), ta có : ZM =274 MPa1/3
+, ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng (6.12)
ta có : ZH =1,76 (với =0 và x1 + x2 =0 )
+, Z : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Theo (6.59a) , bánh răng côn thẳng :
Z = = = 0.873
=0

trong đó theo (6.60) có (do
)
= 1,88 3,2.(1/Z1 + 1/Z2)cosm = 1,88 3,2(1/28 + 1/123).1 = 1,739
12


D ng Minh V
_57ktck
+, KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo (6.61) : KH = KH.KH.KH
Với :
KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành
răng ; tra bảng (6.21), ta đợc : KH =1,14
KH : hệ kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng động thời ăn
khớp; bánh răng côn thẳng KH = 1
KHV : hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp
KHV =1 + H .b.dm1 /(2.T1 . KH . KH)
Trong đó :
Vận tốc vòng :
v = .dm1.n1/60.1000 = 3,14.73,5.461/60.1000 = 1,77 (m/s)
Theo bảng (6.13) dùng cấp chính xác 8
Theo bảng (6.15) H =0,006 (răng thẳng không vát đầu răng )
Theo bảng (6.16) với cấp chính xác 8, tra đợc g0 = 56
Theo công thức (6.64), ta có:
VH= =0,006.56.1,77. =5,6
+, b : chiều rộng vành răng ; b = 50 (mm)

Theo công thức (6.63):
KH =1+H.b.dm1/(2.T1.KH.KH)
= 1 + 5,6.50.73,5/(2.85447.1,14.1) = 1,105
Do đó : KH = 1,14.1.1,105 = 1,26
Thay các giá trị vừa tính vào (1) ta có :
= 274.1,76.0,873. = 412,86 MPa
[ H ]
+, Tính chính xác ứng suất cho phép

[ H ] = ( H lim

)

S H .Z R .Z V .K xH .K HL

hay

Do: v=1,77 m/s < 5 m/s nên : Zv = 1
Chn cp chớnh xỏc tip xỳc l 7
Ra = 0,631,25 àm nên : ZR = 1
da < 700 mm nên : KXH = 1

[H] = 445,455. 1. 1. 1 = 445,455 (MPa)
Ta có:
[H] > H
= 0,07 đủ bền .
Vậy cặp bánh răng côn thỏa mãn bền tiếp xúc
b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức ( 6.65) :

13

[ H ] = 'H .Z R .Z V .K xH


D ng Minh V

_57ktck

F1 =

2.T1K F .Y .Y .YF1
0,85.b.m tm .d m1

trong đó :
+, T1 = 85447 Nmm : mômem xoắn trên trục chủ động
+, mtm = 2,625 mm : môđun pháp trung bình
+, b = 50 mm : chiều rộng vành răng
+,dm1 = 73,5 mm : đờng kính trung bình của bánh chủ động
+,Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Y =1(do răng thẳng)
+,với =1,709 Y =1/ =0,58
+,YF1 : hệ số dạng răng, tra bảng (6.18) ta có :
YF1 =3,48 ; YF2=3,65 (với x12 = 0,4)
+, KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn :
KF = KF .KF .KFv
KF : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
KF =1,144
KF: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, tra bảng (6.14) tttkhdđck tập 1, ta đợc: KF = 1
KFV: hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp :

KF =1+F.b.dm1/(2.T1.KFKF )
Theo 6.64 :
Trong đó :

F = F .g0 .v. d m1 (u + 1) / u

F = 0,016 bảng (6.15)
g0 = 56
bảng (6.16)
vF =0,016.56.1,77. = 15,06

Do đó :
KFv = 1+15,06.50.73,5/(2.85447.1,4.1) =1,23
KF = 1,4.1.1,23 = 1,73
F1 = (Mpa) <[F1]
F2 = F1 .YF2/YF1 = 72,77.3,65/3,48 = 76,32 (MPa)<[F2]
Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo.

5, Các thông số và kích thớc bộ truyền bánh răng côn
Chiều dài côn ngoài
Re = 189 mm
Mô đun vòng ngoài
mte = 3
mm
Chiều rộng vành răng
b = 50
mm
14

D ng Minh V
_57ktck
Tỷ số truyền
um= 4,4
Góc nghiêng của răng
= 0
Số răng bánh răng
Z1 =28 răng
; Z2 = 123 răng
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,4
; x2 = - 0,4
Đờng kính chia ngoài
de1 = 84 mm ; de2 = 369 mm
Góc côn chia
1 = 124927.83; 2 = 771032.17
Đờng kính đỉnh răng ngoài dae1 = 92,4 mm ; dae2= 372,6 mm
Chiều cao răng ngoài
he = 6,60 mm
Chiều cao đầu răng ngoài
hae1 = 4,20 mm ; hae2 = 1,80 mm
Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,40 mm
; hfe2 = 4,40 mm
Đờng kính trung bỡnh
dm1 = 73,5 mm ; dm2 = 320 m

B, Tính bộ truyền cấp chậm (bỏnh rng tr rng thng)
1, Chọn vật liệu :
Bánh nh : Thép 45, tụi ci thin đạt độ rắn HB 192 . . .240
Có : b2 = 750 Mpa ; ch1 = 450 MPa.

Bánh ln : Thép 45, thờng hoá đạt độ rắn HB 170 . . .217
Có : b1 = 600 Mpa ; ch2 = 340 MPa.
2, Xác định ứng suất cho phép
+, ứng suất tiếp xúc cho phép :

[ H ] = ( H lim

+,ứng suất uốn cho phép :

[ F ] = ( F lim

Tính sơ bộ chọn
ZRZVKxH = 1



)

S H Z R Z V K xH K HL

)

S F YR YS K xF K FC K FL

[ H ] = H lim K HL

SH

[ F ] = F lim .K FL

YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều)
+, Dựa vào bảng (6.1),với thép 45 tôi cải thiện ta chọn độ rắn bề mặt :
Bánh nhỏ HB1 = 240
Bánh lớn HB2 = 220
oHlim1 = 2.HB1+ 70 = 2.240+70 = 550 Mpa
oFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8.240 = 432 Mpa
oHlim2 = 2.HB2 + 70 = 2. 220 + 70 = 510 Mpa
oFlim2 = 1,8. HB2 = 1,8 . 220= 396 Mpa
+, KHL, KFL : là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức :
15

SF


D ng Minh V

_57ktck
mH

N Ho N HE

mF

N Fo N FE

KHL=
KFL=

Với :
mH , mF : là bậc đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, do HB < 350 mH

= mF = 6
+, NHo: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NHo1 =30 . = 30.2402,4 = 15,474.107
NHo2 =30 . = 30.2202,4 = 12,558.107
+, NFo : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106
+, NHE , NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng :
NHE =NFE = 60.c.n2. =60.1.104,7.60480 = 3,79.108
NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1
NFE1 > NFO => KFL1 = 1
NFE2 > NFO => KFL2 = 1
+, SH , SF : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng (6.2), ta có
SH =1,1.
SF =1,75.
Thay vào ta đợc :
[ H ] = H lim K HL S H
+,
== 500 (Mpa)
== 463,63 (Mpa)
[H] = min([H1] ;[H2]) = 463,63 MPa
[ F ] = F lim .K FL S F
+,
[F]1 = 432.1/1,75 = 246,85 (Mpa)
[F]2 = 396.1/1,75 =226.28 (Mpa)
+, ứng suất quá tải cho phép :
[H]max1=2,8.ch [H]max1=2,8.450 = 1260 Mpa ; [H]max2=2,8.340 = 952 Mpa
[F]max1=0,8.ch [F]max1= 0,8.450 = 360 Mpa ; [F]max2=0,8.340 = 272 Mpa
3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng trụ
a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục
a 'w2

=(u2+1)

Với: T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; T2 = 369412 N.mm

16


D ng Minh V

_57ktck

Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng thng và loại răng (thộpthộp) tra bng 6.5
K a= 49,5
ba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6 do bộ truyền
đặt đối xứng nên chọn ba = 0,4
Cú bd = 0,53.ba.(u2+1) = 0,53.0,4.(3,66 +1) = 0,987
KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng
vành răng
Tra bảng(6.7) , theo s 5 ta có: KH = 1,07
a 'w2
=>
= 49,5.(3,66+1). 248,88 (mm)
Lấy aw2 =250 mm
b, Xác định các thông số ăn khớp
+, Mô đun pháp : m = ( 0,01 ữ 0,02 ).aw2 = 2,50 ữ 5,0 (mm)
Theo dãy tiêu chuẩn bảng 6.8, chọn m = 3 (mm)
+, Số răng bánh nhỏ (bánh 3) :
Z3 = = = 35,7 răng
ta lấy Z3 = 36 răng

+, Số răng bánh lớn (bánh 4) :
Z4 = u2.Z3 = 3,66.336 = 131,77 răng
lấy Z4 = 132 răng
Do vậy tỷ số truyền thực : um = Z4/ Z3 = 132/36 = 3,66
+, Chiều rộng bánh răng : bw = ba .aw = 0,4. 250 = 100 (mm)
chọn bw = 100 (mm)
+, ng kớnh vũng ln : dw3 = 2aw2/(um+1) = 2.250/(3,66+1)= 107 (mm)
dw4 = dw3.um= 107. 3,66 = 391,6 (mm)
+, ng kớnh vũng chia :
d3 = m.Z3/ cos = 3.36/ 1 = 108 mm
d4= m.Z4/ cos = 3.132/ 1 = 396 mm
+, ng kớnh ỏy rng :
df3 = d3 -2,5m = 108-2,5.3 =105,5 mm
df4 = d4 -2,5m = 396-2,5.3 = 388,5 mm
+, ng kớnh nh rng :
da3 =d3+2m = 108+2.3 = 114 mm
da4 =d4+2m = 396+2.3 = 402 mm
4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ
a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Yêu cầu cần phải đảm bảo H [H]
17


D ng Minh V

_57ktck

2.T2 .K H .(u + 1)
b w .u.d2 3

Theo công thức (6.33) : H = ZM ZH Z
Trong đó :
ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu ; ZM =274 Mp1/3
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Theo 6.27 gúc n khp
cos = ztmcos/( 2aw2) = (36+132).3.cos(20 = 0,94
= 19,94
2 cos b
sin 2 tw
ZH =
= = 1,76
Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
= [1,88 3,2(1/z3 + 1/z4)].cos
= 1,88 3,2(1/36 + 1/132).1 = 1,77
Z = = = 0,86
KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KH. KHV .KH
KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; (bảng 6.7) KH = 1,06
KHV : hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp

K Hv = 1 +

H .b w .d w3
2.T3 K H .K H

với :

v = = = 0,58 m/s
vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp; KH = 1
VH= = 0,006.73.0,58. = 2,099
(tra bảng 6.15 răng thng :H =0,006 )
(tra bảng 6.16 cấp chính xác là cấp 9 đợc :go =73 )
KHV = 1+ = 1,028
KH =1,06.1.1,028 = 1,089
bw : Chiều rộng vành răng; bw =100 mm
dw3 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động; dw3 =107 mm
TII = 369412 N.mm
H = 274.1,76.0,86. = 392,3 MPa
18


D ng Minh V

_57ktck

+, Tính chính xác ứng suất cho phép

[ H ] = ( H lim

[ H ]

)

S H .Z R .Z V .K xH .K HL

Do: v < 5 m/s nên : Zv = 1
Ra = 2,51,25 àm nên : ZR = 0,95
da < 700 mm nên : KXH = 1
do ú [H] = [H] .ZV.ZR.KXh =463,63. 0,95. 1. 1 = 440,45 MPa

>

Ta có:
[H] H
đủ bền .
Vậy cặp bánh răng trụ rng thng thỏa mãn bền tiếp xúc
b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

F3 =

2.T2 .K F .Y .Y .YF3
b w .m.d w3

trong đó :
+, T2 = 369412Nmm
+, m = 3 mm
+, bw = 95 mm
+,dw3 = 92 mm
+,Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Vi = (rng thng) , Y =1
+,với =1,77 Y =1/ = 0,568
+,YF1 : hệ số dạng răng, tra bảng (6.18) ta có :
YF1 =3,80 ; YF2=3,60 (với x1 = x2 = 0)
+, KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn :
KF = KF .KF .KFv

K F : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
KF =1,12
KF: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, tra bảng (6.14), ta đợc: KF = 1 (vi bỏnh rng thng)
KFV: hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp :
KF =1+F.bw.dw3/(2.T1.KFKF )
F = F .g 0 .v. a w / u
Theo 6.64 :
Trong đó :
F = 0,016 bảng (6.15)
g0= 73
bảng (6.16)
19


D ng Minh V

_57ktck

vF = 0,016.73.0,58 = 5,59
Do đó
KFv = 1+5,59.100.107/(2.369412.1,12.1) =1,07
KF = 1,12. 1. 1,07 = 1,198
< [F1]
F2 = F1 .YF2/YF1 = 98,3.3,6/3,80 = 93,1 (MPa) <[F2]
Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo .
5, Các thông số và kích thớc bộ truyền bánh răng trụ
Khoảng cách các trục
aw2 = 250 mm
Mô đun pháp

m = 3 mm
Chiều rộng vành răng
bw = 100 mm
Tỷ số truyền
u2 = 3,66
Số răng bánh răng
Z3 =36răng
; Z4 = 132 răng
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x3 = 0
;
x4 = -0
Đờng kính vòng chia
d3 = 108 mm ;
d4 = 396 mm
Đờng kính đỉnh răng
da3 = 114 mm ; da4 = 402 mm,
Đờng kính đáy răng
df3 = 105,5 mm ; df4 = 388,5 mm
Đờng kính vũng ln
dw3 =107 mm
;
dw4 = 391,6 mm
6, Tính lực ăn khớp : khi ăn khớp lực ăn khớp đợc chia làm 2 thành phần :
Ft3 = Ft4 =2.T2 /dw3 =2.369412/107 = 6904 (N)
Fr3 = Fr4 = Ft3. tgtw /cos = 6904.tg(19,94)/1 = 2504 (N)

III, _ THIT KTRC _

20

D ương Minh V ũ

_57ktck

1, Chọn vật liệu
Vật liệu chế tạo trục là thép 45 có = 700 Mpa ,
ứng suất xoắn cho phép = 12… 20 MPa

2, Xác định sơ bộ đường kính trục
+, Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức : dk
Chọn ứng suất xoắn cho phép = 15 MPa
Đối với động cơ 4A112M4Y3 tra phụ lục P1.7 ta có dđc = 32 mm
+, Đối với trục I : P1 = 4,25 (kW)
n1 = 461(v/ph)
TI = 85447 (N.mm)
 Đường kính sơ bộ trục I là : d1 = 30,5 mm
Chọn d1 = 35 mm
+, Đối với trục II: P2 = 4,05 (kW)
n2 = 104,7 (v/ph)
TII = 369412 (N.mm)
 Đường kính sơ bộ trục II là : d2 = 49,7 mm
Chọn d2 = 50 mm
+, Đối với trục III: P3 = 3,86 (kW)
n2 = 28,6 (v/ph)

21


D ương Minh V ũ

_57ktck
TIII = 1288916 (N.mm)

 Đường kính sơ bộ trục III là : d3 = 75,4 mm
Chọn d3 = 80 mm
Đường kính trung bình dtb = 55 mm
 Chọn chiều rộng ổ b0 = 29 mm

3, Xác định 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 mayơcủa các chi tiết quay ,chiều rộng ổ,khe hở cần thiết và
các yếu tố khác
- Chiều dài mayơ đĩa xích :
lm12 = (1,2 .. 1,5)d1 = (1,2 .. 1,5).35 (mm)
chọn lm12= 40 mm
- Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ :
lm13 = (1,2 .. 1,4)d1 = (1,2 .. 1,4).35 (mm)
chọn lm13 = 40 mm
- Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn:
lm23 = (1,2 .. 1,4)d2 = (1,2 .. 1,4).50 (mm)
chọn lm23 = 60 mm
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ:
lm22 = (1,2 .. 1,5)d2 = (1,2 .. 1,5).50 (mm)
chọn lm22 = 65 mm
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn:
lm32 = (1,2 .. 1,5)d3 = (1,2 .. 1,5).80 (mm)
chọn lm32= 100 mm
- Chiều rộng mayơ ở nửa khớp nối,ở đây là nối trục đàn hồi nên :
lm33= (1,4 .. 2,5)d3 = (1,4 .. 2,5).80 (mm)

chọn lm33= 120 mm
Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong hộp :
Khoảng cách mặt canh ổ đến thành trong của hộp :
Khoảng cách từ mặt cạnh của các chi tiết quay đến nắp ổ :
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông :

k1= 8 mm
k2 = 5mm
k3 = 15 mm
h n = 20 mm

Chiều rộng ổ lăn :

b0 = 29 mm

+, Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục:
Theo các công thức tính trong bảng 10.4 ta có :

- Trục 1 :

22


D ương Minh V ũ

_57ktck

+, l11 = (2,5..3)d1 = (2,5..3).35 = (87,5..105) mm
lấy l11 = 90mm
+, lc12 = 0,5.(lm12+b01 )+ hn+ k3

trong đó :
lc12 là khoảng cách công sôn
=> lc12 = 0,5.(40+21) +20 +15 = 65,5 mm
=> l12 = -lc12 = -65,5 mm
Chọn l12 = 70 mm
+, l13 = l11 + k1 + k2 + lm13+ 0,5. (b0 - b13. cos δ1 )
trong đó : b13 =bw = 50 (mm) là chiều rộng vành răng
=> l13 = 90+8+5+40+0,5(29-50.cos12) = 133 mm
Chọn l13 = 140 mm

- Trục 2 :
l21 = lm22 + lm23+ b0 + 3k1 + 2k2 = 65+60+29+3.8+2.5 = 188 mm
Chọn l21 = 190 mm
l22 = 0,5.(lm22 + b0) + k1 +k2 =0,5.(65+29)+8+5 = 60 mm
l23 = l22 + 0,5.( lm22 + b13.cosδ2) + k1 = 60+0,5.(65+50.cos77mm
Chọn l23 = 110 mm

Trục 3 :
l31 = l21= 190 mm
l32 = 0,5. (lm32+ b0) + k3 + hn = 0,5.(100+29)+15+20 = 99,5 mm
Chọn l32 = 100mm
l33 = 0,5.(b0+lm33)+k1+k2 =0,5.(29+120)+8+5 =87,5 mm
Chọn l33 = 90mm
l34 = l31+l32 =190+100 = 290 mm

4, Tính toán cụ thể
a, Lực tác dụng lên bánh răng côn
Ft1 = = Ft2 = = 2325 (N)
Fr1 = Ft1.tg = 2325.tg20.0,975 = 825 (N) = Fa2
Fa1 = Ft1.tg = 2325. tg200,221= 187 (N) = Fr2

Trong đó :
- dm1 là đường kính trung bình của bánh nhỏ
- góc ăn khớp
- 1 là góc côn chia bánh nhỏ :1 = 12

b, Lực tác dụng lên bánh răng trụ
Theo công thức 10.1/ ta có:
Ft3 = =Ft4 = =6905 (N)
Fr3 = = Fr4 = = 2505 (N)
Fa3 = Fa4 = 0

c, Lực từ khớp nối tác dụng lên trục
Fk = (0,2…0,3) Ft
Ft = = = 12889,16 (N)

23


D ương Minh V ũ

_57ktck

Trong đó : Dt là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt(nối với vòng đàn hồi) tra bảng
15.10 , Dt = 200
 Fk = (0,2…0,3).12889,16 =2577,8…3866,7 (N)
Lấy Fk = 3600 (N)

d, Lực tác dụng từ bộ truyền xích
Fr =Fxích=667,92 N

1_ TRỤC I

Hình : 1 _Sơ đồ lực tác dụng lên trục I

4.1.1, Xác định lực tác dụng lên trục.
Các lực tác dụng lên trục I gồm có :
Mômen xoắn truyền từ động cơ cho trục I : = 85447 (Nmm)
Lực vòng = 2325 (N)
Với = 73,5 (mm) - Đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ
Lực dọc trục :
= (N)
Lực hướng kính :
= 825 (N)
Lực tác dụng lên xích : = 667,92 (N)

Lực tác dụng lên trục :


=> =>

24


D ương Minh V ũ

_57ktck
• Mômen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm

- mặt cắt 1_1: Mx=0
My=Fr.l12=667,92.70 = 46754 N.mm

mặt cắt 2_2:Mx=.l11=382.90= 34380 N.mm
My=Ft1.(l13-l11) =2325(140-90)=116250 N.mm
mặt cắt 3_3:Mx=Fa1.dm1/2=187.73,5/2 = 6872,25 N.mm
My=0
4.1.2, Tính chính xác trục
Kiểm tra tại các mặt cắt nguy hiểm
Theo các CT10.15 và 10.16[1]/194 ta có:
 Tại tiết diện 1_1:
M1n = = 46754 N.mm
M1tđj = = = 87531,8N.mm
 Tại tiết diện2_2:

M2n = = N.mm
M2tđj = = = 142027,9N.mm
d12= = 33,5 mm
chọn d12 = 35mm
 tại mặt lắp bánh răng côn
M3n = 6872,25 N.mm
M3tđj= = = 74317,6 N.mm
Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2_2
Nên ta tính đường kính trục theo tiết diện đó
d12= = 28,24 mm
σ

[ ]=63 tra bảng10.5(TK1)/195
vậy chọn theo tiêu chuẩn d1=30 mm
*. biểu đồ momen :

25