thiết kế môn học chi tiết máy hệ dẫn đọng xích tải, hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục

Lời mở đầu
Khoa học kỹ thuật càng phát triển thì máy móc được sử dụng ngày càng
nhiều với trình độ cơ khí hoá và tự động hoá ngày càng cao . Song với bất kỳ một
máy nào từ đơn giản đến hiện đại đều bao gồm nhiều chi tiết máy ghép lại với
nhau . Các chi tiết máy có công dụng chung có mặt ở hầu hết các thiết bị và dây
truyền công nghệ . Vì vậy thiết kế chi tiết máy có vai trò quan trọng trong thiết kế
máy nói chung .
Chi tiết máy thiết kế ra phải đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật : làm việc ổn
định trong suốt thời gian phục vụ đã định với chi phí chế tạo và sủ dụng thấp . Với
các máy phát biến đổi năng lượng thì chỉ tiêu hàng đầu của máy là hiệu suất trong
khi các máy cắt kim loại thì năng suất và độ chính xác gia công là những chỉ tiêu
quan trọng nhất , còn ở dụng cụ đo thì độ nhậy , độ chính xác và độ ổn định của
các số đo lại là quan trọng hơn cả. Nói khác đi , chỉ tiêu kinh tếc kỹ thuật của chi
tiết máy thiết kế ra phải phù hợp với chỉ tiêu kinh tế – kỹ thuật của toàn máy. Đó
trước hết là năng suất , tuổi thọ cao , kinh tế trong chế tạo và sử dụng , thuận lợi
và an toàn trong chăm sóc bảo dưỡng , trọng lượng giảm . Ngoài ra tuỳ thuộc vào
trường hợp cụ thể mà nó còn có các yêu cầu khác như : Khuôn khổ kính thước nhỏ
gọn ,làm việc êm , hình thức đẹp ...
Với các yêu cầu trên thì việc thiết kế hộp giảm tốc cũng đòi hỏi phải đảm bảo
một số yêu cầu kỹ thuật nhât định. Bởi vì , hộp giảm tốc cũng do một nhóm máy
ghép lại với nhau .
Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động ăn khớp trực tiếp , có tỉ số truyền
không đổi , được dùng để giảm vận tốc và tăng mô mem xoắn . Ưu điểm của hộp
giảm tốc là hiệu suất cao , có khả năng truyền được những công suất khác
nhau,tuổi thọ lớn , làm việc chắc chắn và sử dụng đơn giả .Hộp giảm tốc bánh
răng được dùng để truyền chuyển động và mô men xoắn giữa các trục song song .

Đề bài:


thiết kế trạm dẫn động xích tải

Số liệu chủ yếu để tính toán thiết kế: ( phương án 4)
- Lực kéo trên xích tải
: 1000(KG).
- Vận tốc xích tải V(m/s) : 0.3(m/s)
- Bước xích tải t( mm) : t=125(mm)
- Số răng đĩa xích tải
: 10 (răng).
- Tỉ số M1/M : 1,2
- Thời gian phục vụ : 2năm
- Sai số vận tốc cho phép : 5%.
Chế độ làm việc:Mỗi ngày làm lien tục 3 ca ,mỗi ca 8 giờ.mỗi năm làm việc 200
ngày.Thời gian phục vụ 2 năm.Tải trọng va đập trung bình, quay một chiều
Phần I : Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỷ Số Truyền
1- Chọn động cơ ( Gồm 3 bước sau )
- Tính công suất cần thiết
- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
- Chọn kích thước động cơ dựa trên công suất, số vòng quay đồng bộ, các
yêu cầu về quá tải, mô men mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ.
a) Xác định công suất động cơ
Công suất tương đương không đổi:

Ptđ = =
P2:: công suất lớn nhất tác dụng lên trục công tác trong thời gian dài


P2 = = = 2,943
 Ptđ =

= 2,7804

Công suất trên trục động cơ được tính theo công thức :
Pct =

Trong đó : Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ kW ;
Ptđ – Công suất tương đương không đổi, kW;

η

- hiệu suất truyền động;
F – lực kéo trên xích tải KG;
V – vận tốc xích tải ( m/s)

η

=

η

η

2
br

.

η

4
ol

.

η

η
brn.

kn .

=1. 0,994 . 0,962 . 0,93 = 0,823

Với

η

η

br

– hiệu suất 1 cặp bánh rang trụ trong hộp giảm tốc

η

ol

- hiệu suất 1 cặp ổ lăn ,

η

η

ol

=0,96

br

= 0,99

kn – hiệu suất khớp nối =1

- hiệu suất 1 cặp bánh rang trụ để hở
Do đó ta có:
Pct= = 3,291 KW
brn

η

η
brn

=0,93

b. Ta đi xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
nsb =nlv * ut
Trong đó : nsb – số vòng quay sơ bộ của động cơ
ut – tỷ số truyền
nlv – số vòng quay của trục máy công tác (tang quay hoặc đĩa xích tải)
Ta tính được nlv :

Chọn ut= 65

nlv=


nsb = 14,4 . 65= 936 (v/p)
Cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết.
Nếu ta chọn động cơ có số vòng quay lớn thì tỉ số truyền động chung tăng dẫn đến
việc tăng khuôn khổ kích thước của máy và giá thành thiết bị
Nếu ta chọn sốvòng quay nhỏ thì tỉ số truyền chung nhỏ do đó kích thước khuôn
khổ của máy nhỏ dẫn đến giá thành hạ .
=> Vì vậy cần phải tính toán cụ thể để chọn động cơ điện có số vòng quay sao
cho giá thành của hệ thống là nhỏ nhất.
Dựa vào bảng P1.3 ( trang 238 giáo trình : “ tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí”)
Ta chọn động cơ như sau:
Tên động cơ
4A112MB6Y3
Công suất
4(KW)
Vận tốc quay
nđc = 950 (vòng/phút)
cosφ
= 0.81


=2,2>
2,Phân phối tỷ số truyền.
.Tỷ số truyền chung cuả bộ truyền là:
ut = =

.Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền:

ut = uh . ubr
Trong đó uh – là tỷ số truyền của hộp giảm tốc
Ubr – là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ để hở tra bảng 2.4 chọn
ubr=5

=> uh= = = 13,1944
uh = un . uc
uc : tỉ sos truyền cặp bánh rang trụ cấp nhanh
un : tỉ số truyền cặp bánh rang trụ cấp chậm
Với hộp giảm ốc bánh rang trụ 2 cấp đòng trục để bánh răng răng lớn của cả 2 cấp
đều dược nhúng dầu với độ sâu như nhau ta dung công thức:

un = uc = = = 3,632


3.Xác địng công suất (P) ,mômen (T), và số vòng quay trên các trục (n):
a.công suất trên trục :
Trên trục III :
P3=Ptđ/(ηol . ηbrh) =2,7084/(0,99. 0,93) =2,942 (kW)
Trên trục II :
P2=P3/(ηol . ηbr)=2,942 /(0,99 . 0,96) =3,0955 (kW)
Trên trục I :
P1=P2 /(ηbr . ηổl)=3,0955 /(,96 . 0,99)= 3,257 (kW)
b.mô men (T) và số vòng quay trên các trục :
Trên trục đ/c :
nđc=950 ( vòng/phút)
9.55 *106 * Pdc
ndc

Tđc=
= 9,55 . 106 .=40211 (Nmm)
Trên trục I :
n1= nđc=950 (vòng/phút)
T1=(9,55 . 106 . P1) / n1=32749 (Nmm)
Trên trục II :
n2=n1 / u1 = 950/3,632 =261,564 (vòng/phút)
T2=(9,55. 106 . P2)/ n2 =113020 (Nmm)
Trên trục III :
n3=n2/u2=261,564/3,632=72 (vòng/phút)
T3=(9,55. 106 . P3)/n3 = 390224(Nmm)
Bảng thống kê
Thông số
Động Cơ Trục I
Trục II
Trục III
Trục
Công suất
Pđc=4
P1=3,257 P2=3,0955 P3=2,942
P(Kw)
Tỉ số truyền
ukhớp = 1
u1=3,632
u2=3,632
u
Số vòng
950
950

261,564
72
quay
n(vòng/phút)
Mômen xoắn
40211
32749
113020
390224
T(Nmm)

Phần
II: Tính toán
thiết kế các chi
tiết máy


A-

Thiết kế bộ truyền bánh răng

1 chọn vật liệu :
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thóng nhất hóa trong thiét kế ở
đây ta chọn vật liệu cho cả 2 cấp bánh răng và cả bộ truyền bánh răng ngoài
Từ bảng 6.1 ta chọn :
+ Các bánh răng nhỏ ( bánh chủ động ) : chọn thép 45 tôi cải thiện do dễ gia công ,
chi phí thấp.
-Chọn độ rắn HB1 = 280 HB
-Giới hạn bền σb1 = 850MPa
-Giới hạn chảy σch1 = 580 MPa

+ Các bánh răng lớn ( bánh bị động) chọn thép 45 tôi cải thiện
-Chọn độ rắn HB2 = 230
- Giới hạn bền σb2 = 750MPa
-Giới hạn chảy σch2 = 450MPa
2. Xác định ứng suất cho phép.
2.1 ứng suất tiếp xúc cho phép.

Ta có: [σH] =

 σ oH lim

 S
 H






*ZR* Zv* KXH* KHL

Chọn sơ bộ: ZR* Zv * KXH = 1.
 σ oH lim

 S
 H







=> [σH] =
*KHL
Trong đó:
- σHlim0: ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở.


SH

-

: Hệ số an toàn.

K HL

: Hệ số tuổi thọ.
.Theo B6.2[1].
+)

σ Ho lim1

σ

+)

0
H lim 2

S H1

HB1

= 2*
= 2*

+ 70 = 2*280 +70 =630 [MPa]
HB2

+ 70 = 2*230 +70 =530 [MPa]

=1.1

SH 2

=1.1
. Theo công thức (6.5) [1] ta có:
NHO = 30*HHB2,4
=>Với bánh răng nhỏ : NHO1 = 30* HHB2,4 = 30 . 2802,4=2,2 . 107 [MPa]
=>Với bánh răng lớn : NHO2 = 30*HHB2,4= 30 . 2302,4=1,39 . 107 [MPa]

Ta có: NHE = 60*c*

Ti m2H
∑ ( T ) ni t i
max

. .

Với:

mH

-

: Bậc đường cong mỏi (

HB

< 350 =>

mH

= 6 ).

Ti ni ti

, , : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở

chế độ thứ i của bánh răng đang xét .
- C: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng (c=1).
- Ti : momen xoắn thứ i
Tmax

: momen xoắn lớn nhất
Dựa vào công thức trên ta tính:
NHE1= 60 . 1. 950 . 200 . 3 .8 . ( 13 . 0,5 + 0,833 . 0,5 ) =.4,3 .108
N HE 2

= 60 . 1 . 261,564 . 200 . 3 .8 . ( 13 . 0,5 + 0,833 . 0,5 ) = 1,184 . 108

Mặt khác: NHE1> NHO1=> KHL1=1
NHE2> NHO2=> KHL2=1
=> [σH1] = . 1= 572,73 (MPa)
[σH2] = . 1= 481,82 (MPa)
Với cấp nhanh sử dụng bánh ranh nghiêng do đó theo công thức (6.12)
[σH]=min
Với bộ truyền bánh răng thẳng lấy [σH] = [σH2] = 481,82 MPa
2.2 ứng suất uốn cho phép.
.Ta có:
[σF ] =
Chọn sơ bộ:

σ F0 lim
* K FC * K FL * YR * YS * K XF
SF
YR YS

*

*

K XF

=1

σ
* K FC * K FL
SF
0

F lim

=>
Trong đó:
-

[σF ] =
σ F0 lim

: ứng suất uốn cho phép đối với số chu kỳ cơ sở.

SF

: Hệ số an toàn khi tính về uốn.
- KFC : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải.
- KFL : Hệ số tuổi thọ.
Theo Bảng 6.2 [1]:
Ta có:

σ F0 lim1
σ

=>

0
F lim 2

=1,8 . HB1=1,8 . 280= 504 (MPa)
=1,8 . HB2=1,8 . 230=414 (MPa)

SF1= 1.75
SF2= 1.75

Theo công thức 6.4[1]:
K FL = mF

N Fo
N Fe


Trong đó:
- mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ( mF = 6 với HB <350).
10 6

- Đối với thép: NFo= 4.
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:
Ti

∑ (T

) mF

max

Với:

ni t i

NFE = 60*c*
* *

c: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1)
Ti ni ti

, , : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số gian
làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét.
Tmax

: momen xoắn lớn nhất.
mF

=6
=> NFE1 = 60 . 1. 950 . 2 . 200 . 3 . 8 . ( 16 0,5 + 0,836 . 0,5 ) = 3,63 .108
NFE2 = 60 . 1. 261,564 . 2 . 200 . 3 . 8 . ( 16 0,5 + 0,836 . 0,5 ) = 9,99 . 107
Vì NFE1 FO và NFE2 FO do đó KFL2=1
Theo (6.2a) với bộ truyền quay 1 chiều
Ta có: KFC=1 ( do đặt tải 1 phía).
=> [σF1] = = 288 (MPa)

KFL1=1

[σF2] = = 236,57 (MPa)
3. ứng suất quá tải cho phép.
3.1 ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.
Với bánh răng tôi cải thiện nên [σH] max=2.8 . σch2
=> [σH] max = 2.8 . σch2 = 2.8 . 450 = 1260 (MPa)
3.2. ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
Theo công thức(6.14)[1]:
[σF1] max = 0.8 . σch1 =0.8 . 580= 464 (MPa)
[σF2] max = 0.8 . σch 2=0.8 . 450 = 360 (MPa)
4 . Tính bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp chậm.

Các thông số bộ truyền:


Công suất:

P2 = 3,0955 (kW)

Tỉ số truyền:

u2 = uc = 3,632

Số vòng quay: n2 = 261,564(vòng/phút)
Mômen xoắn:

T2=113020 (Nmm)

4.1. Khoảng cách trục.
aw 2 = K a (u2 + 1) 3

Với:

-

T2 * K H β
[σ H ]2 * u2 *ψ ba

Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại bánh răng
1
3

Từ Bảng 6.5[1] => Ka= 49,5

( MPa )

T2

-

: Momen xoắn trên bánh dẫn:
ψ ba

K Hβ

= 113020(Nmm).

: Hệ số chiều rộng vành răng.
Theo Bảng 6.6[1] chọn

-

T2

ψ ba

=0,4

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về tiếp xúc.
K Hβ

ψ bd

phụ thuộc vào vị trí bánh răng với các ổ và
= 0,5 .

ψ ba

ψ bd

.

. (u2+1) = 0,5 . 0,4. (3,632+1) = 0,9264

Theo Bảng 6.7[1]: với sơ đồ 4 và
Tra nội suy ta có:
aw2=49.5*(3,632+1)=

K Hβ

=1,1

164,4 (mm)

ψ bd

= 0,9264


4.2 Các thông số ăn khớp.

- Mođun:
Ta có: m = (0.01 ÷ 0.02) . aw2 = (0.01 ÷ 0.02) . 166=1,66 ÷ 3,32 ( mm)
Theo Bảng 6.8[1],

m= 2.5

(mm)

=> z1= = => Lấy z1= 29 (răng)
z2 = u2.z1 =3,632 . 29 =105, 328 => Lấy z2 =106 (răng)
- Tỷ số truyền thực :
ut = = = 3,655

Tính lại aw2=

m *( z1 + z2 )
2

= = 168,75 (mm)

4.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
1. Điều kiện.
σH =

ZM . ZH . Zɛ .

≤

[σH]

Trong đó :
- ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1], ta có ZM = 274 (MPa) 1/3
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

Theo công thức ta có : ZH =
Theo (6.27)[1]

Góc ăn khớp :

Cosαtw=zt* =135. =0.94
Suy ra αtw =20o
=>ZH= = 1,764

2. cos β b
sin(2.α tw )

với α= 20o


t

Với bánh răng thẳng sử dụng công thức (6.36a) để tính
zε = (4 − ε α ) / 3

zε

=0.868

Chiều rộng vành răng: bw2 = aw2 . ψba = 168,75 . 0,4 = 67,5

Hệ số trùng khớp ngang
εα

εα

= [1,88 – 3,2 . (

tính theo công thức 6.38b[1]

1
Z1

+

1
Z2

)]

= [1,88 – 3,2( )]
= 1,74
- Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
dw1 = = = 72,5 (mm)
-Vận tốc vòng :
V= = = 1 ( m/s)
Theo bảng 6.13 => Chọn cấp chính xác 9
- Ta có: KH = KHβ.KHα.KHV
Với:

KHβ = 1,1

-ta có KHα=1
Theo công thức 6.41[1]:
KHV =

+1

Theo bảng 42[1]: vH=δH . go . v .
Theo bảng 6.15 =>


δH

VH= 0,006 . 73 . 1 . = 2,976

aw 2
u2

=0,006 Theo bảng 6.16 =>

g 0 = 73


KHV = + 1 = 1,059
=> KH= KHβ . KHv . KHα=1,1 . 1 . 1,059 = 1,165
σH = 274 . 1,764 . 0,868 . = 407,9 (MPa)

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép chính xác [
[

σH

σH

]’

[σ H ].Z R .Z V .K XH

]’=

- ZV : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
v=1 (m/s) <5 (m/s) => ZV= 1
- ZR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc.
Với Ra = 2,5..1,25 µm => ZR = 0,95
- KXH : Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Với da

≤

700 mm suy ra KXH = 1

Vậy: [σH]’= 481,82 . 1 . 1 . 0,95 = 457,729 (MPa)
=>σH = 407,9 (MPa) < [σH]’ = 457,729 (MPa)
=> Đảm bảo điều kiện bền về tiếp xúc.
4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp uốn:
Để đảm bào độ bên uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
được vượt quá một trị số cho phép:
σF1 =

σF2=

Trong đó:

[σF1 ]
σ F 1YF 2
≤ [σ F 2 ]
YF 1


- Yε: hệ số kế đến sự trùng khớp của răng.
Yε=1/εα=1/1.74= 0.575
- Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Yβ= 1(do β=0)
- YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương
đương:
zv1= z1/ cos3 β= z1= 29 x1=0 theo bảng 6.18(T109/TLI)→ YF1= 3.82
zv2= z2/ cos3 β= z2=106 x2= 0 theo bảng 6.18(T109/TLI)→ YF2= 3.6
- KF; hệ số tải trọng khi tính về uốn:
KF= KFβ KFα KFv
-KFβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn. Theo bảng 6.7(T98/TLI), KFβ= 1,208
-KFα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uôn. theo bảng 6.14(T107/TLI), KFα= 1.37
-KFv: hệ số kể đến tẳi trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

VF=δF g0 v

aw
u

=0.016 . 73 . 1. = 7,93

KFv= 1+ = 1+ = 1,104
→ KF= KFβ KFα KFv= 1,208 . 1,37 . 1,104= 1,827
Thay các kết quả tỉnh được và công thức:
σF1= = 74,14 MPa
σF2= = 69,87 MPa
Xác định chính xác ứng suất cho phép:
Với m= 2.5, Ys= 1.08- 0.0695ln(m)= 1.08- 0.0695ln(2.5)= 1.016; YR= 1
(bánh răng phay); KxF= 1(da<400), do đó theo ct 6.2 và ct 6.2a:
[σF1]’=[σF1].YR .Ys .KxF=288 . 1 . 1,016 . 1= 292,6 MPa
[σF2]’=[σF2].YR .Ys .KxF=236,57 .1 . 1,016 . 1= 240,355MPa
Ta thấy: σF1 <[σF1]’, σF2 <[σF2]’, vậy đảm bào điều kiện bền uốn.


4.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo ct 6.48, với Kqt= Tmax/T=1,167:
K qt

σH1max= σH
= 407,9 . = 440,64 MPa < [σHmax]= 1260MPa
Theo ct 6.49
σF1max= σF1Kqt= 74,14 . 1,167 = 86,52 MPa < [ σF1max]= 464 MPa
σF2max= σF2Kqt=69,87 . 1,167 = 81,54 MPa < [σF1max]= 360MPa
vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện bền khi quá tải.
4.6. Tính toán các thông số cơ bản của bộ truyền.
- Khoảng cách trục : aw2 = 168,75( mm)
- Modun

: m =2,5 (mm)

- Chiều rộng vành răng :

bw 2

= 67,5(mm)

- góc nghiêng bánh răng :β =0o
- Tỷ số truyền : ut1 = 3,655
- Số răng :

Z1
Z2

= 29 (răng)
= 106 (răng)

- Đường kính vòng chia:
d1 = = = 72,5 mm
d2 = = = 265 mm
- Đường kính vòng đỉnh:
d a1 = d1 + 2

.m= 72,5 + 2 . 2,5 = 77,5 (mm)

da2 = d2+2.m = 265 + 2 . 2,5 = 270 (mm)
- Đường kính vòng đáy:


df1 = 72,5 - 2,5 . 2,5 = 66,25 (mm)
df2 = 265 - 2,5 .2,5 = 258,75 (mm)

5 Tính toán bọ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
Các thông số bộ truyền:
Công suất:

P1 = 3,257 (kW)

Tỉ số truyền:

u1 = un = 3,632

Số vòng quay: n2 = 950 (vòng/phút)
Mômen xoắn:

T2= 32749 (Nmm)

5.1 Tính khoảng cách trục
Do hộp giảm tốc cần thiết kế ở đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên ta có
khoảng cách trục của 2 cấp bằng nhau :
aw1 = aw2 = 168,75
5.2 Xác định các thông số bộ truyền
+) Môđun :

theo công thức (6.17)[1]

Ta có: m = (0.01 ÷ 0.02) . aw1 = (0.01 ÷ 0.02). 168,75 = 1,6785÷ 3,375 ( mm)
Theo B6.8[1] chọn m= 2,5 mm

Theo công thức (6.31)[1] ta tính được số răng bánh nhỏ

z1=

Do

2* aw1 * cosβ
m *(u1 + 1)

β = 8 → 20o

= = 28,7

( chọn sơ bộ β=10o do đó cosβ=0.9848)


=> Chọn z1 = 28 ( răng)
z2=

u1 .z1

= 28 . 3,632 = 101,696

=> Chọn z2 = 102 ( răng)
- Tỷ số truyền thực.
um=z2/z1 =102 / 28 = 3,643
5.3 . Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
Điều kiện ( theo 6.33)[1]

σH =

Z M Z H Zε
d w1

2* T1 * K H *

*

u1 + 1
bw * u1 ≤

[σH]

Trong đó :
- ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1] ta có ZM = 274 (MPa) 1/3
- ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Theo công thức ta có :

ZH =

2. cos β b
sin(2.α tw )

= = 1.71

cosβ = = 0,963 => β=15.63o
αt= αtw=arctg(tg α /cosβ)
α=20o ; β= 15,63o suy ra αtw=20,7o
mà tg

βb

=cosαtw . tgβ =>

βb

=14,666o

Chiều rộng vành răng: bw2 = aw1 . ψba = 168,75 . 0,3 = 50,565 mm
Chọn ψba = 0,3
- Zε là hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.


Theo (6.38)[1] ta có :
Với

εβ

Zε ===0.774

= = 1,736 >1 do đó

Theo công thức 6.38b[1]:
εα

= [1.88 – 3.2*(

1
Z1

+

1

Z2

)]*cos

β

= [1.88 – 3.2*( 1/28 +1/102)]*cos15,63o

= 1,67
- Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
dw1 = = = 72,69 (mm)
-vận tốc vòng:
V== = 3,614 m/s
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
KH = KHβ.KHα.KHV
Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Theo bảng 6,14 với cấp chính xác 9 v= 3,614 tra nội suy ta có KHα = 1.143
- KHα :là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi bánh răng đồng thời
ăn khớp. Với bánh răng nghiêng : KHα = 1.143
- KHβ :là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng tra
0,5 .

ψ ba

. (u2+1) = 0,5 . 0,3. (3,643 +1 ) = 0,7

bảng 6.7[1] sơ đồ 5
-

ψ bd

= 0,7 tra được KHβ = 1,04

KHV :là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Theo công thức 6.41_[1] ta có : KHV = 1 +

ν H . b w d w1
2.T1 .K Hβ .K Hα

.

ψ bd

=


- Theo bảng 6.16[1]: cấp chính xác 9 =>
- Theo bảng (6.15)[1]

ta có

g0

=73

δH=0.002

- Theo công thức (6.42)[1]:

νH = δH*g0*v*

aw1
u1

= 0,002 . 73 . 3,614 . = 3,59

=> KHV=1 + (vH*bw1*dw1 ) / (2*T1*KHβ*KHα) =
= 1+ = 1,17
KH



σH =

= 1,04 . 1,143 . 1,17 = 1,39

Z M Z H Zε
d w1

2* T1 * K H *

*

u1 + 1
bw * u1

=
= 238, 85 (MPa)

. Xác định ứng suất cho phép chính xác [
[

σH

]’=

σH

]’

[σ H ].Z R .Z V .K XH

- ZV : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
V=3,614 (m/s) <5 (m/s) => ZV= 1
- ZR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc.
Với Ra ≤ 1,25 … 0,63 µm => ZR = 1
Với ccx động lực học là 9 => chọn ccx tiếp xúc là 8 => cần gia công đạt độ
nhám

Ra

= 2,5÷1,25 Mm =>

ZR

= 0,95

- KXH : Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Với da

≤

700 mm => KXH = 1.

Vậy: [σH]’=527,25 . 1 . 0,95 . 1 = 500,88 (MPa)
=>σH = 238,85 (MPa) < [σH]’ = 500.88 (MPa)
=> Đảm bảo điều kiện tiếp xúc.
5.4 Kiểm tra bền uốn.
Theo công thức 6.43[1], ta có:

σF1 =

2 * T1 * K F
* Yε * Yβ * YF 1
dw1 * bw * m

σF2 = σF1*

YF 2
YF 1

≤ [σF1]

≤ [σF2]

Trong đó :
-

Yε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Ta có :

Yε =
-

1
εα

=1/1.67=0.6

Yβ là hệ số kể đến độ nghiêng của răng của bánh răng.
Yβ = 1-βo/140 =1 - (15,63/140) = 0,888

-

YF1 ,YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, phụ thuộc vào số răng

tương đương và hệ số dịch chỉnh.
Ta có: zv1 = z1 / cos3β = 28 / (cos315,63o) = 31,35
Chọn zv1 = 31
zv2 = z2 / cos3β = 102 / (cos315,63o) = 114,2
Chọn

Zv2

= 114

Theo bảng 6.18[1]:

=> YF1= 3.7
YF2= 3.6
- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
KF = KFβ .KFα . KFV
KFβ : hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng bánh
rang .tra bảng 6.7 sơ đồ 5

ψ bd

= 0,7 ta có KFβ = 1,1

KFα : Hệ số kể đến sự phân bố tải không đều cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp.
Theo bảng 6.14 với v3,614 (m/s)

Cấp chính xác 9

=> KFα = 1,383
KFV: Hệ số kể đến tính trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn.

Theo công thức 6.46[1]: KFV = 1 +

Theo công thức 6.47[1]:

νF =

δ F * go * v

νF *b * d
w1 w1
2.T1 * K
*K
Fβ
Fα

*

aw1
u1

= 0,006 . 73 . 3,614 .
= 10,77

Theo bảng 6.15[1] :
Theo bảng 6.7[1]

δ
F

= 0,006

KFβ=1.268

Theo bảng 6.16_[1] : g0 = 73
=> KFV = 1 + = 1,4
=> KF = 1,1 . 1,383 . 1,4 = 2,13

Vậy : σF1 =
σ F1

σ F2

•

2 * T1 * K F
* Yε * Yβ * YF 1
dw1 * bw1 * m

= . 0,6 . 0,88 . 3,7 = 29,625 MPa

=

σ F1

.

YF 2
YF 1

= 29,625.

= 28,824 MPa

Tính chính xác ứng suất cho phép.

Ta có:

[σ F ]

’=

[σ F ]

*YR*YS*KxF

- YS : Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
YS =1.08 - 0.0695 ln(m) = 1.08 - 0.0695 . ln(2.5) = 1. 016
- YR : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Lấy YR = 1
-

KxF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Với da < 400 (mm) => KxF = 1

Theo công thức 6.2[1] và 6.2a[1] :
[σF1]’=[σF1].YR .Ys .KxF=288 . 1 . 1,016 . 1= 292,6 MPa
[σF2]’=[σF2].YR .Ys .KxF=236,57 .1 . 1,016 . 1= 240,355MPa
Ta thấy: σF1 <[σF1]’, σF2 <[σF2]’, vậy đảm bào điều kiện bền uốn.
=> Bộ truyền đảm bảo điều kiện bền uốn.
5.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo ct 6.48, với Kqt= Tmax/T=1,167:
K qt

σH1max= σH
= 238,85 . = 258 MPa < [σHmax]= 1260MPa
Theo ct 6.49
σF1max= σF1Kqt= 29,625 . 1,167 = 34,57MPa < [ σF1max]= 464 MPa

σF2max= σF2Kqt= 28,824 . 1,167 = 33,638 MPa < [σF1max]= 360MPa
vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện bền khi quá tải.
5.6. Tính toán các thông số cơ bản của bộ truyền.
- Khoảng cách trục : aw2 = 168,75( mm)
- Modun

: m =2,5 (mm)

- Chiều rộng vành răng :

bw 2

= 50,625 (mm)

- góc nghiêng bánh răng :β = 15,63o
- Tỷ số truyền : ut1 = 3,643
- Số răng :

Z1
Z2

= 28 (răng)
= 102 (răng)

- Đường kính vòng chia:
d1 = = = 72,69 mm
d2 = = = 264,8 mm
- Đường kính vòng đỉnh:

d a1 = d1 + 2

.m= 72,69 + 2 . 2,5 = 77,69 (mm)

da2 = d2+2.m = 264,8 + 2 . 2,5 = 269,8 (mm)
- Đường kính vòng đáy:
df1 = 72,69 - 2,5 . 2,5 = 66,44 (mm)
df2 = 264,8 - 2,5 .2,5 = 258,55(mm)
6 . Tính bộ truyền bánh trụ răng thẳng bên ngoài hộp giảm tốc.
Các thông số bộ truyền:


Công suất:

P3 = 2,942 (kW)

Tỉ số truyền:

u3 = 5

Số vòng quay: n3 = 72 (vòng/phút)
Mômen xoắn:

T3= 390224 (Nmm)

6.1. Khoảng cách trục.
aw 2 = K a (u2 + 1) 3

Với:

-

T2 * K H β
[σ H ]2 * u2 *ψ ba

Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại bánh răng
1
3

Từ Bảng 6.5[1] => Ka= 49,5

( MPa )

T2

-

: Momen xoắn trên bánh dẫn T3 = 390224 ( Nmm).
ψ ba

: Hệ số chiều rộng vành răng.
Theo Bảng 6.6[1] chọn

-

K Hβ

ψ ba

=0,4

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về tiếp xúc.
K Hβ

ψ bd

phụ thuộc vào vị trí bánh răng với các ổ và
= 0,5 .

ψ ba

. (u2+1) = 0,5 . 0,4. (5+1) = 1,2

Theo Bảng 6.7[1]: với sơ đồ 6 và
Tra nội suy ta có:
aw3= 49.5. (5+1)=

K Hβ

=1,06

285,78 (mm)

ψ bd

= 1,2

ψ bd

.


Cọn aw3 = 286 mm
6.2 Các thông số ăn khớp.
- Mođun:
Ta có: m = (0.01 ÷ 0.02) . aw2 = (0.01 ÷ 0.02) . 286=2,86 ÷ 5,72( mm)
Theo Bảng 6.8[1],

m= 4

(mm)

=> z1= = => Lấy z1= 24 (răng)
z2 = u2.z1 =24 . 5 =120 => Lấy z2 =120 (răng)
- Tỷ số truyền thực :
ut = = = 5

Tính lại aw2=

m *( z1 + z2 )
2

= = 288 (mm)

6.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
1. Điều kiện.
σH =

ZM . ZH . Zɛ .

≤

[σH]

Trong đó :
- ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1], ta có ZM = 274 (MPa) 1/3
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

Theo công thức ta có : ZH =
Theo (6.27)[1]

Góc ăn khớp :

Cosαtw=zt* =144. =0.94
Suy ra αtw =20o
=>ZH= = 1,764

2. cos β b
sin(2.α tw )

với α= 20o