Thuyết minh đồ án chi tiết máy BK

Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Bảng thông số đầu vào:
Thiết kế hệ dẫn động xích tải
1.1.
cơ
1.1.1
trên
công

Lực kéo xích tải:

F = 1500 (N)

Vận tốc xích tải:

v = 2.88 (m/s)

Chọn động
điện
Công suất
trục máy
tác

Số răng đĩa xích tải: z = 15 (răng)
Bước xích tải:

p = 105 (mm)

Thời hạn phục vụ:

lh = 19000 (h)

Số ca làm việc:

soca = 1 (ca)

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @ = 300
Đặc tính làm việc: Va đập vừa
Plv =

F .v 1500.2,88
=
= 4,32
1000
1000

(KW)

1.1.2 Hiệu suất chung của toàn hệ thống
η = ηbr .ηol3 .η x .η kn

B

Trong đó tra bảng
•

•

2.3
[1]
19

ta được:

Hiệu suất bộ truyền bánh răng:
Hiệu suất bộ truyền xích để hở:

ηbr

ηx

= 0,97 (1 cặp bánh răng)
= 0,92

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 1


Đồ án chi tiết máy

•
•

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Hiệu suất ổ lăn:

ηol

= 0,99

Hiệu suất nối trục đàn hồi:

ηkn

=1

η = ηbr .η .η d .η x
3
ol


= 0,97.0,993.0,92.1= 0,8659
1.1.3 Công suất yêu cầu trên trục động cơ
Pyc =

Plv
4,32
=
η 0,8659

= 4,99 (KW)

1.1.4 Số vòng quay trên trục bộ phận công tác
nlv =

60.1000.v 60000.2,88
=
= 109, 71
z. p
15.105

(v/ph)

1.1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống
usb = u x .ubr

B

Tra bảng
•
•

2.4
[1]
21

chọn sơ bộ:

Tỷ số truyền bộ truyền xích:

ux

=3

Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng

ubr

=4

usb = usb ( x ) .usb (br)


= 3.4 = 12
1.1.6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ
nsb = nlv .usb

=109,71.12 = 1316,52 (v/ph)

1.1.7 Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ
Chọn nđb≈nsb

⇒

nđb=1500 (v/ph)

1.1.8 Chọn động cơ
Tra bảng phụ lục tài liệu 1.3[1], chọn động cơ thoả mãn:
Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 2


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

nđb≈nsb và Pđc≥Pyc
Ta được động cơ với các thông số sau: (với m đc và dđc được tra từ bảng
1.7[1])
Ký hiệu động cơ
4A112M4Y3
1.2 Phân phối tỷ số truyền

Pđc
(KW)
5,5

nđc
(v/ph)
1425

u ch =
Tỷ số truyền chung của hệ thống:

Tđ/Tdn
2

mđc
(kg)
56

dđc
(mm)

32

n

đc = 1425 = 12,99
n
109, 71
lv

Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr= 4
ux =

Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài:

uch 12,99
=
ubr
4

= 3,25

uch = 12,99

ubr = 4
u = 3, 25
 x

Vậy ta có:

1.3 Tính các thông số trên trục

• Công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác: Pct=Plv=4,32 (KW)
Công suất trên trục II:
PII =

Pct
4,32
=
ηol .η x 0,99.0,92

= 4,74 (KW)

Công suất trên trục I:
PI =

PII
4, 74
=
ηol .ηbr 0,99.0, 97

= 4,94 (KW)

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 3


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Công suất trên trục động cơ:
Pdc =

•

PI
4,94
=
ηol .ηkn 0,99.1

= 4,99 (KW)

Vận tốc

Số vòng quay trên trục động cơ: nđc= 1425 (v/ph)
Số vòng quay trên trục I:
nI =

ndc 1425
=
ukn
1

= 1425 (v/ph)

Số vòng quay trên trục II:
nII =

nI 1425

=
ubr
4

=356,25 (v/ph)

Số vòng quay trên trục công tác:
nct =

•

nII 356, 25
=
ux
3, 25

= 109,62 (v/ph)

Mô men xoắn

Môment xoắn trên trục động cơ:

P
4,99
T = 9,55.106. đc = 9,55.106.
= 33441,75( N .mm)
đc
n
1425
đc

Môment xoắn trên trục I:
TI = 9,55.106

PI
4, 94
= 9, 55.106
= 33106, 67
nI
1425

(N.mm)

Môment xoắn trên trục II:
Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 4


Đồ án chi tiết máy
TII = 9,55.106

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải
PII
4, 74
= 9,55.10 6
= 127065, 26
nII
356, 25

(N.mm)

Môment xoắn trên trục công tác:
Tct = 9, 55.106

Pct
4, 32
= 9,55.106
= 376354, 68
nct
109, 62

1.4 Lập bảng thông số động học
Trục
Trục động
Thông số
cơ

(N.mm)

Trục I

Trục II

Bộ phận
công tác

Tỉ số truyền-u
uk=1
ubr=4
ux=3,25

Vận tốc quay-n (v/ph)
1425
1425
356,25
109,62
Công suất-P (KW)
4,99
4,94
4,74
4,32
Mô men xoắn-T (Nmm)
33441,75
33106,67
127065,26 376354,68
PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
(BỘ TRUYỀN XÍCH)

Thông số yêu cầu:
 P = P = 4,74( KW )
II

T = T = 127065,26( N .mm)
II
 1
 n1 = nII = 356,25(v / ph)

u = u x = 3,25

α = 300

2.1 Chọn loại xích
Chọn loại xích ống con lăn do tải trọng không quá lớn và tốc độ thấp.
2.2 Chọn số răng đĩa xích
Chọn số răng đĩa xích Z1 thông qua công thức Z1 = 29 – 2u.
Thay giá trị u=3,25 vào ta được: Z1= 22,5

⇒

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Chọn số răng Z1 = 23
Trang 5


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Số răng Z2 = u.Z1 = 3,25.23 = 74,75 < zmax=120
u=

⇒

lấy Z2 = 75

Z 2 75
=
= 3, 26
Z1
23

Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích
2.3 Xác định bước xích
Bước xích p được tra bảng 5.5[1] với điều kiện Pt ≤ [P], trong đó:
Pt – Công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn
Ta có:
Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và
vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là:
 Z 01 = 25

n01 = 400

Do vậy ta tính được:
kz =

Z 01 25
=
= 1, 09
Z1 23

kn =

n01
400
=
= 1,12
n1 356, 25

kz – Hệ số hở răng:

kn – Hệ số vòng quay:
k = k0kakđckbtkđ.kc
Tra bảng 5.6[1] ta được:

k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, với @ = 300 ta được k0 = 1
ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
Chọn a = (30 ÷ 50)p => ta được ka = 1
kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích được k đc=1 (điều
chỉnh bằng một trong các đĩa xích)
Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 6


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn : kbt = 1,3 (bộ truyền ngoài làm việc trong
môi trường có bụi , bôi trơn đạt yêu cầu)
kđ – Hệ số tải trọng động-đặc tính làm việc va đập vừa

⇒

kđ = 1,4

kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền- làm việc 1 ca

⇒

kc=1

k = k0kakđckbtkđkc = 1.1.1.1,3.1,4.1 = 1,82
Công suất cần truyền P = 4,74 (KW)
Do vậy ta có:
Pt = P.k.kz.kn = 4,74.1,82.1,09.1,12= 10,53 (KW)

Tra bảng5.5[1] với điều kiện





 Pt = 10,53( KW ) ≤ [ P ]

n01 = 400(v / ph)

ta được:

Bước xích: p = 25,4 (mm)
Đường kính chốt: dc = 7,95 (mm)
Chiều dài ống: B = 22,61 (mm)
Công suất cho phép: [P] = 19 (KW)

2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn sơ bộ: a= 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm)
Số mắt xích:
2.a Z1 + Z 2 ( Z 2 − Z1 ) . p 2.1016 23 + 75 ( 75 − 23 ) .25, 4
x=
+

+
=
+
+
= 130, 71
p
2
4π 2 a
25, 4
2
4π 21016
2

2

Chọn số mắt xích là chẵn: x = 130
Tính lại khoảng cách trục:

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 7


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

p
Z + Z2
Z + Z2 


 Z 2 − Z1 
a = x − 1
+ x− 1
÷ − 2
÷
4
2
2 

 π 

2

*

2






2
2
25, 4 
23 + 75
23 + 75 

 75 − 23  


a =
130 −
+ 130 −
÷ − 2
÷ = 1006, 73(mm)
4 
2
2 

 π  


*

Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:
∆a = 0, 003.a* = 0,003.1006,73 = 3,02( mm)

Do đó:

a = a* − ∆a = 1006,73 − 3,02 = 1003,71(mm) ≈ 1004(mm)
Số lần va đập của xích i:
Tra bảng 5.9[1] với loại xích ống con lăn, bước xích p = 25,4 (mm) => Số
lần va đập cho phép của xích: [i] = 30
i=

Z1.n1 23.356, 25
=
= 4, 2 < [ i ] = 30
15.x

15.130

2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền
Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
s=

Q
≥ [ s]
kđ .Ft + F0 + FV

trong đó:

Q – Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2[1] với p = 25,4 (mm) ta được:
Q = 56,7 (kN)
 Khối lượng 1m xích: q = 2,6 (kg).
kđ – Hệ số tải trọng động: kđ=1,2


Ft : lực vòng.
Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 8


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Ta có: vận tốc trung bình của xích

v=

Z1. p.n1 23.25,4.356,25
=
= 3,47
60000
60000

(m/s)

Lực vòng:
Ft =

1000.P 1000.4,74
=
= 1366( N )
v
3, 47

Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
Fv=q.v2 =2,6.3,472 =31,31 (N)
F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0=9,81.kf.q.a trong đó:
kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do @ =300 => kf = 4
F0 = 9,81.k f .q.a = 9,81.4.2, 6.1004.10 −3 = 102, 43( N )

[s] – Hệ số an toàn cho phép:
Tra bảng 5.10[1] với p = 25,4 (mm), n =400(v/ph) ta được [s] = 9,3
s=

Do vậy:
đảm bảo đủ bền.

Q
56700
=
= 32 > [ s ] = 9,3
kđ .Ft + F0 + FV 1, 2.1366 + 102, 43 + 31,31
⇒

bộ truyền

2.6 Xác định thông số của đĩa xích
Đường kính vòng chia:

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 9


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

p
25, 4

=
= 186,54( mm)
d1 =

π 
π 

sin  ÷ sin  ÷
 23 

 Z1 

p
25, 4
d =
=
= 606,56( mm)
2

π 
π 
sin  ÷ sin  ÷

 75 
 Z2 


Đường kính đỉnh răng:


 π 

 π 
d a1 = p 0, 5 + cot g  ÷ = 25, 4 0,5 + cot g  ÷ = 197, 49( mm)

 23  

 Z1  




 π 


 π 
d
=
p
0,5
+
cot
g

 ÷ = 25, 4 0,5 + cot g  ÷ = 618, 73( mm)
a
2

 75  

 Z2 



Bán kính đáy:

d1' =

r = 0, 5025d1' + 0, 05

với

d1'

tra theo bảng 5.2[1] ta được:

⇒ r = 0,5025d1 + 0, 05 = 0, 5025.15,88 + 0, 05 = 8, 03( mm)
'

15,88(mm)

Đường kính chân răng:
 d f 1 = d1 − 2r = 186,54 − 2.8, 03 = 170, 48(mm)

 d f 2 = d 2 − 2r = 606,56 − 2.8, 03 = 590,5( mm)

Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
σ H 1 = 0, 47 kr ( FtđK + F
đ v )

E
A.kđ

, trong đó:

Kđ – Hệ số tải trọng động: Kđ=1,4

A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng 5.12[1] với p = 25,4 (mm);
A = 180 (mm2)

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 10


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87[1], dùng phép
nội suy, với Z1=23 ta được kr= 0,44
kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy, với xích 1 dãy =>kđ=1
Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:
Fvđ = 13.10 −7.n1. p3 .m = 13.10 −7.356, 25.25, 43.1 = 7, 59( N )

E – Môđun đàn hồi:
E=

2E1E 2
= 2,1.105 (MPa)
E1 + E 2

do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng

làm bằng thép.
Do vậy:
σ H 1 = 0, 47 kr ( FtđK + F

đv )

E
2,1.105
= 0, 47 0, 44.(1366.1, 4 + 7,59)
= 466, 6( MPa)
A.kđ
180.1

Tra bảng 5.11[1] ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi
cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [
đảm bảo được độ bền tiếp xúc.

σ

H

]= 500MPa,

2.7 Xác định lực tác dụng lên trục
Fr = k x .Ft

trong đó:

kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:
kx =1,15 vì bộ truyền nghiêng một góc 300< 400.
=>

Fr = kx .Ft = 1,15.1366 = 1570,9( N )

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 11


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích:
 P = P = 4,74( KW )
II

T = T = 127065,26( N .mm)
II
 1
 n1 = nII = 356,25(v / ph)

u = u x = 3,26

 β = 300


Thông số

Ký hiệu

Giá trị

Loại xích

------

Xích ống con lăn

Bước xích

p

25,4 mm

Số mắt xích

x

130

Khoảng cách trục

a

1004mm

Số răng đĩa xích nhỏ

Z1

23

Số răng đĩa xích lớn

Z2

75

------

Thép C45(tôi cải thiện)

Đường kính vòng chia
đĩa xích nhỏ

d1

186,54mm

Đường kính vòng chia
đĩa xích lớn

d2

606,56mm

Đường kính vòng đỉnh
đĩa xích nhỏ

da1

197,49mm

Đường kính vòng đỉnh
đĩa xích lớn

da2

618,73mm

Bán kính đáy

R

8,03mm

Vât liệu đĩa xích

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 12


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Đường kính chân răng
đĩa xích nhỏ

df1

170,48mm

Đường kính chân răng
đĩa xích lớn

df2

590,5mm

Lực tác dụng lên trục

Fr

1570,9N

Bảng 2.1: Các thông số của bộ truyền xích
PHẦN 3.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
(BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG)
Thông số đầu vào:
 P = P = 4,94( KW )
I

T = T = 33106,67( N .mm)
I
 1

n1 = nI = 1425(v / ph)

u = ubr = 4

 Lh = 19000(h)



3.1 Chọn vật liệu làm bánh răng
Tra bảng 6.1[1] ta chọn:
-Vật liệu bánh lớn :
• Nhãn hiệu thép : C45
• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
• Độ rắn : HB =192÷240 ; Chọn :HB2=230
• Giới hạn bền : σb2=750(MPa)
• Giới hạn chảy : σch2=450(MPa)
-Vật liệu làm bánh nhỏ :
• Nhãn hiệu thép : C45
• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 13


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

• Độ rắn : HB =241÷285 ; Chọn :HB1=245
• Giới hạn bền : σb1 =850(MPa)
• Giới hạn chảy : σch1 =580(MPa)
3.2 Xác định ứng suất cho phép:
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc [σH] và ứng suất uốn cho phép[σF]:

σo
H lim Z Z K K

[σ ]=
H
R v xH HL

S

H

o
σ

F lim Y Y K K
[σ F ] =
R S xF FL
S

F
Trong đó :

-Chọn sơ bộ:

=1
 Z Zv K
 R
xH

Y Y K
=1

 R S xF

-SH,SF –Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Tra bảng 6.2[1] với :
• Bánh răng chủ động : SH1=1,1 ; SF1=1,75
• Bánh răng bị động :

SH2= 1,1; SF2=1,75

-σoH lim , σoF lim - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở:
σ 0
= 2 HB + 70
 H lim

σ 0
= 1,8HB
 F lim

⇒

Bánh chủ động

σ 0
= 2 HB + 70 = 2.245 + 70 = 560( MPa)
 H lim1
1

σ 0
= 1,8HB = 1,8.245 = 441( MPa)
1
 F lim1

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 14


Đồ án chi tiết máy

Bánh bị động

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải
σ 0
= 2 HB + 70 = 2.230 + 70 = 530(MPa)
 H lim2
2

σ 0
= 1,8HB = 1,8.230 = 414( MPa)
2
 F lim2

-KHL,KFL –Hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:

 K HL = mH



m
 K FL = F



NH 0
N HE
NF 0
N FE

, Trong đó:

+ mH,mF –Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc.Do bánh răng có
⇒
HB <350 mH =6 và mF =6
+ NH0 , NF0 –Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
2,4
 N H 0 = 30.H HB

6
 N F 0 = 4.10

Do vậy:
2,4
2,4
 N HO1 = 30.H HB
= 16, 26.106
1 = 30.245

2,4
2,4
6
 N HO 2 = 30.H HB 2 = 30.230 = 13,97.10


6
 N FO1 = N FO2 = 4.10

+ NHE, NFE -Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:Do bộ truyền chịu tải trọng
⇒
tĩnh
NHE= NFE=60.c.n.t∑ ,trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay:c=1
n- vận tốc vòng của bánh răng: n=1425(v/ph)
t∑ - tổng số giờ làm việc của bánh răng: t∑= 19000 h
Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 15


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

 N HE1 = N FE1 = 60.c.n1.tΣ = 60.1.1425.19000 = 1624,5.10 6


n1
1425
.19000 = 406,1.10 6
 N HE 2 = N FE 2 = 60.c.n2 .tΣ = 60.c. .tΣ = 60.1.
u
4


Ta có:
NHE1>NH01
NHE2>NH02
NFE1>NF01
NFE2>NF02

⇒
⇒
⇒

⇒

lấy NHE1= NH01
lấy NHE2= NH02
lấy NFE1= NF01
lấy NFE2= NF02

⇒
⇒
⇒
⇒

KHL1=1
KHL2=1
KFL1 =1

KFL2=1

Do vậy ta có:


σo
560
[σ
]= H lim1 Z Z v K K
=
.1.1 = 509,09(MPa)
R
xH
H
1
HL
1

S
1,1
H1

o

σ
530
[σ
]= H lim2 Z Zv K K
=
.1.1 = 481,82(MPa)
R
xH HL2 1,1
 H2
S


H2

o
σ

441
F lim1 Y Y K K
=
.1.1 = 252(MPa)
[σ ] =
R S xF FL1 1,75
S
 F1
F1

o
σ

414
F lim2 Y Y K K
[
σ
]
=
=
.1.1 = 236,57(MPa )

R
xF

F
2
S
FL
2
S
1,75

F2

Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
⇒

[σ

H

]=Min( [ σ H 1 ] , [ σ H 2 ] ) = [σ H 2 ]=481,82 (Mpa)

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 16


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

3.2.2 Ứng suất cho phép khi quá tải:
[σ ]

= 2,8.max(σ ,σ
) = 2,8.580 = 1624( MPa)
 H max
ch1 ch2

[σ F1]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( MPa)

= 0,8.450 = 360( MPa)
[σ F 2 ]max = 0,8.σ
ch2


3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
TK
1 Hβ
aw = K a (u + 1)3
[σ ]2.u.ψ
H
ba

,với:

-Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng.Tra bảng 6.5[1]
⇒

Ka=49,5 MPa1/3
-T1-Môment xoắn trên trục chủ động: T1=33106,67 (N.mm)
-[σH]-Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]=481,82(MPa)
-u- Tỉ số truyền: u=4
-ψba,ψbd -Hệ số chiều rộng vành răng:

Tra bảng 6.6[1] với bộ truyền đối xứng,HB<350,ta chọn được ψba=0.3;
ψbd=0,5. ψba.(u+1)=0,5.0,3.(4+1)=0,75
- KHβ,KFβ-Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn:Tra bảng 6.7[1] với ψbd=75 và sơ đồ bố trí là
sơ đồ 6 ta được:
= 1,03
K
 Hβ

 K F β = 1,07


Do vậy ta có:

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 17


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

TK
33106,67.1,03
1 Hβ
aw = K a (u + 1)3
= 49,5.(4 + 1)3
= 122,88(mm)
[σ ]2.u.ψ

481,822.4.0,3
H
ba
Chọn aw=123mm
3.4 Xác định thông số ăn khớp:
3.4.1 Môđun pháp:
m=(0,01÷0,02)aw=(0,01÷0,02).123=1,23÷2,46 (mm)
Tra bảng 6.8[1] chọn m theo tiêu chuẩn: m=2
3.4.2 Xác định số răng:
Ta có:

β

=0o

2a cosβ 2.122,88
Z = w
=
= 24,58
1 m.(u + 1)
2.(4 + 1)

;Chọn Z1=25

Z2= u.Z1=4.24,58=98,32; Chọn Z2=98
Tỉ số truyền thực tế:
Z
98
ut = 2 = = 3,92
Z

25
1

Sai lệnh tỉ số truyền:
u −u
3,92 − 4
∆u = t
.100% =
.100% = 2% < 4% ⇒
u
4
thỏa mãn.
Khoảng cách trục aw xác định lại theo công thức:

aw=

m. ( z1 + z2 ) 2. ( 25 + 98 )
=
= 123
2
2

mm

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 18


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

chọn aw= 125 mm
3.4.3 Xác định góc ăn khớp αtw:
Z .m.cosα 123.2.cos20o
Cosαtw = t
=
= 0,925
2.aw
2.125
⇒ atw = 22o19 '
3.4.4 Xác định hệ số dịch chỉnh
- Tính hệ số dịch tâm y và hệ số ky
aw
− 0,5.(z1 + z2 )
m
125
⇒y=
− 0,5.(25 + 98) = 1
2
y=

ky =

1000 y 1000.1
=
= 8,13
zt
123

Theo bảng 6.10a , tra được kx=0,46
- Hệ số giảm đỉnh răng
∆y =

kx.zt 0,46.123
=
= 0,06
1000
1000

- Tổng hệ số dịch chỉnh

xt = y + ∆y = 1 + 0, 06 = 1, 06
-

Hệ số dịch chỉnh

+ Bánh răng 1: x1=0,5.[xt – (z2-z1).y/zt ] = 0,5.[1,06-(98-25).1/123]=0,23
+ Bánh răng 2: x2 = xt – x1 = 1,06 – 0,23 =0,83
3.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học:
•Tỉ số truyền thực tế: ut=3,92
Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 19


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

•Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:
2aw

2.125
=
= 50,81(mm)
 d w1 =
u
+
1
3,92
+
1
t

d
 w2 = 2.aw − d w1 = 2.125 − 50,81 = 199,19(mm)

•Vận tốc dài của bánh răng:
Π.d .n 3,14.50,81.1425
w1 1 =
v=
= 3,79(m / s)
60000
60000
-Tra bảng 6.13[1] với bánh răng trụ răng thẳng và v=3,79(m/s) ta được cấp
chính xác của bộ truyền là:CCX=8
-KHv , KFv-Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc và
ứng suất uốn

Tra bảng phụ lục P2.3[1] với:
+CCX=8
+HB<350
+Răng thẳng
+v=3,79 m/s

Nội suy ta được:

= 1,15
K
 Hv

 K Fv = 1,36

-Hệ số tập trung tải trọng:

= 1,05
K
 Hβ

 K F β = 1,1


-KHα ,KFα-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất
tiếp xúc và ứng suất uốn

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 20

Đồ án chi tiết máy

Tra bảng 6.14[1] với

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải
v = 3, 79(m / s )

CCX = 8

nội suy ta được: KHα=1,07; KFα=1,19

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:
3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
Ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện:

σ H = Z M Z H Zε

2T .K .(ut +1)
1 H
≤ [σ ]
H
bw .ut d 2
w1

•[σH]-Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σH]cx=[σH].ZR .Zv.KxH=1.481,82.0,95.1=457,729 (MPa)
(Do Zv=1, KxH=1 và ZR=0.95)
•ZM-Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:
⇒

Tra bảng 6.5[1]
ZM=274(MPa)1/3 (Thép-Thép)
•ZH-Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

Z

H

=

2cos β
2.cos0o
b =
= 1, 69
sin(2αtw )
sin(2.22o19 ')
Do bánh trụ răng thẳng nên =b=0o

•Zε-Hệ số trùng khớp của răng;Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số
trùng khớp dọc εβ:
-εα-Hệ số trùng khớp ngang:

 1

1 ÷
1 
 1
εα ≈ 1,88 − 3,2  +
.cosβ = 1,88 − 3, 2  + ÷ .1 = 1,72


Z
Z ÷
 25 98 

 1
2 


-εβ -Hệ số trùng khớp dọc:
Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 21


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

b sin β (ψ ba .aw ).sin β (0,3.125).sin 0o
ε = w
=
=
=0
β
m.Π
m.Π
2.3,14

⇒ Zε =

4 − εα
3

=

4 − 1,72
= 0,87
3

•KH-Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH= KHα KHβ KHv=1,07.1,03.1,15=1,27
•bw-Chiều rộng vành răng: bw=ψba.aw=0,3.125=37,5 (mm)
Thay vào ta được:
σ H = Z M Z H Zε

2T .K .(ut + 1)
2.33106,67.1,27.(3,92 + 1)
1 H
= 274.1,69.0,87
= 420,64( MPa)
bw .ut d 2
37,5.3,92.50,812
w1

Nhận thấy σH=420,64< [σH]=457,729(MPa) vì vậy bánh răng tính toán được đã
đủ bền.
3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
2.T .K .Yε Y Y


1 F
β F1
σ
=
≤ [σ ]
F1
 F1
bw .d .m
w1

σ .Y

F1 F 2 ≤ [σ ]
σ
=
 F2
F2
Y

F1
-[σF1], [σF2]-Ứng suất uốn cho phép của bánh răng chủ động và bị động:
[σ ] = [σ ].Y .Y .K
= 252.1.1,032 = 260( MPa)
 F1
F1 R S xF

[σ ] = [σ ].Y .Y .K
= 236,57.1.1,032 = 244( MPa)

F 2 R S xF

 F2

-KF-Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF= KFα KFβ KFv=1,19.1,07.1,36=1,73
-Yε-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 22


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

1
1
Yε =
=
= 0,58
εα 1,72
- Yβ-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

β0
0
Y = 1−
= 1−
=1
β
140
140

- YF1, YF2-Hệ số dạng răng:
Phụ thuộc vào số răng tương đương Zv1, và Zv2:
Z1
25

 Z v1 = cos3 β = cos3 00 = 25


 Z v 2 = Z 2 = 123 = 123

cos3 β cos3 00

Tra bảng 6.18[1] :

Ta được:

Y = 3,62
F1

Y
 F 2 = 3,53

Thay vào ta có:

2.T .K .Yε Y Y

1 F
β F1 2.33106,67.1,73.0,58.1.3,62
σ
=

=
= 63,11 ≤ 260( MPa)
F
1

bw .d .m
37,5.50,81.2
w1

σ .Y

F1 F 2 = 63,11.3,53 = 61,54 ≤ 244( MPa)
σ F 2 =
Y
3, 62

F1
⇒

Thỏa mãn.

Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 23


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

3.6.3 Kiểm nghiệm về quá tải:
σ
=σ
K qt ≤ [σ ]max
H
H
 Hmax

σ Fmax1 = K qt .σ F1 ≤ [σ F1]max

= K qt .σ
≤ [σ ]max
σ
F2
F2
 Fmax2

,Trong đó:

-Kqt-Hệ số quá tải:
T
K qt = max = 2, 2
T

Do vậy:
σ
=σ
K qt = 457,729. 2, 2 = 678,92 ≤ [σ ]max = 1624( MPa)
H
H

 Hmax

σ Fmax1 = K qt .σ F1 = 2,2.63,11 = 138,842 ≤ [σ F1]max = 464( MPa)

= K qt .σ
= 2,2.61,54 = 135,388 ≤ [σ ]max = 360( MPa)
σ
F2
F2
 Fmax2

⇒

Thỏa mãn.

3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:
m.Z

1 = 2.25 = 50(mm)
d =
1
 1 cosβ

m.Z

2 2.98
d
=
 2 cosβ = 1 = 196(mm)


•Đường kính vòng chia:
Khoảng cách trục chia: a=0,5.(d1+d2)=0,5.(50+196)=123 (mm)
•Đường kính đỉnh răng:
d = d + 2.(1 + x1 − ∆y ).m = 50 + 2.(1 + 0.23 − 0,06).2 = 54,68(mm)
 a1
1

d = d + 2.(1 + x2 − ∆y ).m = 196 + 2.(1 + 0,83 − 0,06).2 = 203,09(mm)

2
 a2

•Đường kính đáy răng:
Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 24


Đồ án chi tiết máy

Đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

d = d − (2,5 − 2 x1 ).m = 50 − (2,5 − 2.0.23).2 = 45,92(mm)
1
 f1

d f 2 = d2 − (2,5 − 2 x2 ).m = 196 − (2,5 − 2.0,83).2 = 194,32(mm)


•Đường kính vòng cơ sở:

d = d .cosα = 50.cos20 = 46,98( mm)
 b1
1

d = d cosα = 196.cos20 = 184,18( mm)

2
 b2

•Góc profin gốc:α=200
• Góc

profin răng:

α t = arctg (tg α / cos β ) = 20o

3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:
 P = P = 4,94( KW )
I

T = T = 33106,67( N .mm)
I
 1

 n1 = nI = 1425(v / ph)

u = ubr = 3,92

 Lh = 19000(h)


Sinh viên: Hoàng Quốc Đạt-MSV: 20120239

Trang 25