Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

MỤC LỤC
Mục lục .................................................................................................................. 1
Lời nói đầu ............................................................................................................. 2
Đề tài thiết kế ......................................................................................................... 3

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN ............................... 4
I.1 Chọn động cơ ..................................................................................................... 4
I.2 Phân phối tỷ số truyền ........................................................................................ 5

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.................................................. 8
II.1 Thiết kế bộ truyền đai thang .............................................................................. 8
II.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng........................................................................... 12
II.3 Thiết kế trục .................................................................................................... 28
II.4 Tính toán chọn ổ lăn ....................................................................................... 40
II.5 Chọn các chi tiết phụ....................................................................................... 44
II.6 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ................................................................................. 47
II.7 Bảng dung sai lắp ghép .................................................................................. 48

Tài liệu tham khảo ................................................................................................ 51

1


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Lời nói đầu
Trong sự nghiệp đổi mới đất nước ta , Đảng xác định tầm quan trọng của Cơ
Khí nói chung và ngành Chế Tạo Máy nói riêng ,giữ vai trò then chốt trong công cuộc
Công Nghiệp Hoá và Hiện Đại Hoá đất nước. Trong bối cảnh đất nước sắp gia nhập
WTO thì điều này lại càng được khẳng định.
Học tập môn “Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động Cơ Khí “ là bước khởi đầu cho
em để hiểi rõ hơn về ngành nghề cũng như định hướng cho tương lai: học những gì,
phương pháp giải quyết vấn đề mới,…
Trong quá trình thực hiện đồ án này, em được sự giúp đỡ tận tình của thầy
Phan Tấn Tùng, em xin chân thành cảm ơn thầy cùng những lời dạy quí báo. Đây là
đồ án đầu tiên của em, nên sẽ không tránh khỏi những sai sót, em mong nhận được sự
góp ý và chỉ bảo thêm của thầy. Em xin chân thành cảm ơn.

2


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG ĐỒNG TRỤC 2 CẤP

Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục xích tải, P(kW): 6
Số vòng quay của trục xích tải, n(vg/ph): 50 g/ph
Thời gian phục vụ, L(năm): 8 năm

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(mỗi năm làm việc 250 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ

3


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Phần I

Tính toán chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
- Vì động cơ làm việc với sơ đồ tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ dựa trên công suất
-

đẳng trị.
Công suất động cơ phải lơn hơn công suất cần thiết:
Pdc  Pct

Với

Pct 

P.Ktd



2

 T 
  i  .ti
i 1 T
12 .60  0,32 .12  0,6 2 .28
 max 
Ktd 

 0,84
n
100
 ti
n

i 1

-

Hiệu suất chung của hệ:
  d .br2 .ol3
br - Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (2 cặp bánh răng).
ol - Hiệu suất của các cặp ổ lăn (3 cặp ổ lăn).
 d - Hiệu suất bộ truyền đai.

-

Chọn hiệu suất của nối trục đàn hồi là 1.

Tra giá trị các hiệu suất trong bảng 2.3 sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ
Khí của Trịnh Chất – Lê Văn Uyên ta thu được kết quả sau:

br  0,97 d  0,95 ol  0,99
   0,95.0,97 2.0,993  0,87

-

Công suất cần thiết:
Pct 

P.Ktd





6.0,84
 5,8 (kW)
0,87

=>Vậy phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 5,8kW,
4


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

-

SVTH: Từ Phước Hoàng

Xác định số vòng quay động cơ sơ bộ:

Tỷ số truyền sơ bộ chung của hệ:
sb
uchsb  udsb .uhgt

Theo bảng 2.4 sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí của Trịnh Chất –
Lê Văn Uyên ta chọn các giá trị:
Đối với bộ truyền đai, ta chọn đai thang có udsb trong khoảng 3  5
sb
Đối với gộp giảm tốc 2 cấp đồng trục bánh răng trụ, ta chọn tỷ số truyền uhgt
trong khoảng

8  40

Tỷ số truyền sơ bộ được chọn:
sb
uchsb  udsb .uhgt
 3.9  27

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
ndcsb  nct .uchsb  50.27  1350 (vg/ph)

Với Pct  5,8 (kW) và ndcsb  1350 (vg/ph), theo bảng phụ lục 1 sách Tính Toán Thiết Kế Hệ
Thống Dẫn Động Cơ Khí của Trịnh Chất – Lê Văn Uyên ta chọn động cơ có thông số sau:
Tên Động Cơ

Công Suất kW

A4132S4Y3
7,5
Tỷ số truyền thực sự lúc này là:

Vận Tốc Quay
vg/ph
1455

uch 

cos 

%

Tmax
Tdk

Tmax
Tdn

0,86

87,5

2,2

2,0

ndc 1455

 29,1
nct
50

Phân phối tỷ số truyền:
a. Hộp giảm tốc:
Tỷ số truyền sơ bộ là:
uhgt  9

5


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc:
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ đồng trục, tỷ số truyền của cấp nhanh lấy bằng
cấp chậm.
unh  uch  uhgt  9  3

b. Bộ truyền đai:
Tỷ số truyền của bộ truyền đai lúc này là:
ud 

uch 29,1

 3,23
uhgt
9

Mặc dù ta chọn động cơ bằng công suất đẳng trị nhưng khi tính toán cho bảng thông

số kỹ thuật, ta lại dùng động cơ làm việc tối đa,tức ở công suất ở trên xích tải là 6KW.
PIII 

Pct
6

 6 ,25kW
nbr1 .nol 0,97.0,99

PII 

P3
6 ,25

 6 ,51kW
nbr2 .nol 0,97.0,99

PI 

P2
6 ,51

 6 ,92 kW
nol .nd 0,99.0,95

Số vòng quay của trục:
ndc  1455vg / ph
n1 

n2 1455


 450,46 vg / ph
ud 3,23

n2 

n1 450,46

150,15vg / ph
u1
3

n3 

n2 150,15

 50,05vg / ph
u2
3

Moment xoắn trên các trục:

6


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

TI 

P1 .9,56.106 6 ,92.9,56.106

 146861,43 Nmm
n1
450,46

TII 

PII .9,56.106 6 ,51.9,56.106

 414489,5 Nmm
n2
150,15

TIII 

PIII .9,56.106 6 ,25.9,56.106

 1193806 ,2 Nmm
n3
50,05

Tct 

Pct .9,56 ,106 6.9,56.106

 1147200 Nm
nct

50

Pdc .9,56.106 7,5.9,56.106
Tdc 

 49278,35 Nmm
ndc
1455

Động cơ
Tỷ số truyền
Số Vòng Quay vg/ph
Công Suất kW
Moment Xoắn Nmm

I

II

1
1455
7,5
49278,25

3,23
450,46
6,9
146861,43

7

Băng Tải

III
3

3

150,15
6,51
414489,5

50,05
6,25
1193806,2

50
6
1147200


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Phần II

Tính toán thiết kế chi tiết máy
Thiết kế bộ truyền đai thang

Thông số kỹ thuật thiết kế bộ truyền đai thang:

- Công suất bộ truyền: P1  7,5kW
-

Số vòng quay bánh dẫn: n1  1455vg / ph

-

Tỷ số truyền: ud  3,23

-

Moment xoắn: Tdc  49278,3 Nmm

Thiết Kế Bộ Truyền
1. Chọn đai thang:
Dựa vào số liệu thiết kế như trên ta chọn đai thang loại B với các thông số cho trong
bảng 4.13 sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí của Trịnh Chất – Lê Văn
Uyên:
Đường kính
Ký
Loại Đai
Bt
B
H
Y0
Mm2 bánh đai nhỏ d1,
Hiệu
mm

Đai hình
B
14
17
10,5
4,0
138
180
thang thường
Ta chọn đường kính bánh đai nhỏ theo tiêu chuẩn d1  180mm
-

Vận tốc đai:

-

3,14.180.1455
 13,71m / s
60000
60000
Chọn hệ số trượt tương đối:   0,01

-

Đường kính bánh đai lớn: d2  ud1 1     3,23.180.0,99  575,6 mm

-

Chọn d 2 theo tiêu chuẩn: d2  560mm

-

Tỷ số truyền:

v

ud 

 d1n1



d2
560

 3,14 (sai lệch 2,8% so với giá trị ban đầu).
d1  1    180 1  0,01

2. Khoảng cách trục:
8


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a: a  d2  560mm  u  3,23 
-

Chiều dài đai:
L  2a 

  d1  d 2 
2

 d  d1 
 2
4a

2

 2.560 

 180  560 

 560  180 


2

-

Chọn L theo tiêu chuẩn: L  2120mm

-

Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1 giây: i 

-

Khoảng cách truc a theo L tiêu chuẩn:

4.560

2

 2346,3mm

v 13,71

 6,5 (thỏa)
L 2,12

k  k 2  82
a
4
  d1  d 2 
  560  180 
k  L
 2120 
 958,2
2
2
Trong đó:
d  d1 560  180
 2

 190
2

2

Suy ra: a 

958,2  958,2 2  8.190 2
 438 mm
4

3. Góc ôm đai:
1  180  57

 d2  d1   180  57  560  180   131,40  2,29 rad
a

438

4. Số đai Z:
Công thức tính số đai Z:
Z

P1
 P0  C CuCl CZ CV Cr

Trong đó: P1  7,5kW
-

Các giá trị còn lại xác định như sau:
Công suất có ích cho phép  P0   4,2kW với d1  180,v  13,71m / s , đai loại B.

-

Hệ số ảnh hưởng của góc ôm đai:

131,4

 1 


110
C  1,24  1  e
  1,24  1  e 110




-


  0,86


Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u: Cu  1,14 với u  3,23

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng của số dây đai Z: CZ  1 (do chưa biết số dây đai)

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai:

Cl  6

0

L
với L0  2240mm
L0
9


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

Cl  6

SVTH: Từ Phước Hoàng

2120
 0,99
2240

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc:

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng (tải trọng va đập nhẹ): Cr  0,85

Cv  1  0,55 0,01v2  1  1  0,55 0,01.13,712  1  0,52

Suy ra số dây đai:
Z

7,5
 4,2
4,2.0,86.1,14.1.0,99.0,85.0,52

Ta chọn Z  4
Với Z  4 ta có CZ  0,9
-

Xác định lại số dây đai:
Z

7,5
 4,7
4,2.0,86.1,14.0,9.0,99.0,85.0,52

Chọn Z  4 vẫn thỏa.
5. Tính toán chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài của các bánh đai:
- Chiều rộng bánh đai B:
B   Z  1 t  2e   4  1 19  2.12,5  82mm

-

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:
da1  d1  2h0  180  2.4,2  188,4mm

-

Đường kính ngoài của bánh đai lớn:
da 2  d2  2h0  560  2.4,2  568,4mm

6. Tính lục tác dụng:
- Hạn chế ứng suất do lực cân bằng ban đầu của đai thang  0  1,5MPa
-

Lực căng ban đầu trên toàn bộ dây đai:
F0  Z .A. 0  4.138.1,5  828 N

-

Lực căng ban đầu trên mỗi dây đai:
F0 828

 207 N
4
4

-

Lực vòng có ích:
Ft 

-

1000 P1 1000.7,5

 547,1N

v
13,71

Lực vòng trên mỗi dây đai:

10


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

-

-

Lt 547,1

 136,8 N
4
4
Ft e f   1
F0 
2 e f 1

Từ công thức:

Suy ra: e f  

SVTH: Từ Phước Hoàng

2 F0  Ft
1 2 F  Ft
1
2.207  136,8
 f '  ln 0

ln
 0,3
2 F0  Ft
 2 F0  Ft 2,29 2.207  136,8

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn (giả sử biên dạng bánh đai
  380 )
 
 38 
f min  f ' sin    0,3.sin    0.098
2
 2 

-

Lực tác dụng lên trục:
 131,40
 
Fr  2 F0 sin  1   2.828.sin 
 2 
 2

 max


  1509,28 N

F
F
2y
  1   v   u1   1  0,5 t   v   u1  0  t   v 2 .10 6  01 E
A 2A
d1
 1,5 

547,1
2.4,0
 1200.17,312 .10 6 
100
4.2.138
180

 6 ,8

-

Tuổi thọ đai:
m

 r 
7

 .10


Lh   max 
2.3600.i

-

Với: m  8 : số mũ đường cong đai thang.
 r  9 MPa : giới hạn mỏi của đai thang:
8

 9 
7

 .10
6 ,8 
Lh  
 2012h
2.3600.6,5

11


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Thiết kế bộ truyền bánh răng
Hộp giảm tốc đồng trục có các thông số hình học được chọn giống nhau ngoại trừ bề rộng
răng và cấp chậm có tải trọng lớn hơn cấp nhanh rất nhiều nên ta tính cần tính toán cấp chậm
trước.

Thông số thiết kế:
Động cơ

I

II

Tỷ số truyền
1
3,23
3
Số Vòng Quay vg/ph
1455
450,46
150,15
Công Suất kW
7,5
6,9
6,51
Moment Xoắn Nmm
49278,25
146861,43
414489,5
Thời gian làm việc: 2.8.250.8  32000h

Băng Tải

III
3
50,05

6,25
1193806,2

50
6
1147200

I. Bộ truyền cấp chậm
1. Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng
Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (C45 tôi cải thiện). Ta chọn như sau:
Độ rắn bánh nhỏ là 330HB
Độ rắn bánh lớn là 325HB
2. Ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép
Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức:

 H    0 H lim

0,9 K HL
sH

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương úng với chu kỳ cơ sở được cho trong bảng 6.2 sách Tính Toán
Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí của Trịnh Chất – Lê Văn Uyên:
 0 H lim1  2 H1  70  2.330  70  730 MPa
 0 H lim2  2 H 2  70  2.325  70  720 MPa
Hệ số tuổi thọ K HL được xác định theo công thức:
K HL  mH

Trong đó:

N HO
N HE

N HE

- số chu kỳ làm việc tương đương

N HO

- số chu kỳ làm việc cơ sở

mH

- bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.
12


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Số chu ky làm việc tương đương được xác định theo công thức:
 T  3

N HE 1  60c  i  ni ti 
 Tmax 

12
28 

 60
 60.1.32000. 13.
 0,33
 0,6 3
 .150,15
100
100 
 100
 0,19.109 chu kỳ.
N HE2 

N HE1 0,19.10 9

 0,06.10 9 chu kỳ
u
3

Số chu kỳ làm việc cơ sở phụ thuộc vào độ rắn bề mặt tùy theo phương pháp nhiệt luyện:
N HO1  30 H12,4  30.330 2,4  3,3.107 chu kỳ
N HO2  30 H 22,4  30.3252,4  3,2.107 chu kỳ

Do N HE1  N HO1 , N HE2  N HO2 nên K HL1  K HL 2  1
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ
Khí của Trịnh Chất – Lê Văn Uyên:
sH  1,1

Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

 H 1   730.

0,9.1
 597,27 MPa
1,1

 H 2   720.

0,9.1
 589,09 MPa
1,1

Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta chọn:

 H    H min  589,09MPa
b. Ứng suất uốn cho phép
Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo công thức:

13


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

 F    0 F lim

K FL
sF

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở N FO được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt,

phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra bảng 6.2 sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống
Dẫn Động Cơ Khí của Trịnh Chất – Lê Văn Uyên
 0 F lim1  1,8 H1  1,8.330  594 MPa
 0 F lim2  1,8 H 2  1,8.325  585MPa

Hệ số tuổi thọ K KL xác định theo công thức:
K FL  6

N FO
N FE

Số chu kỳ cơ sở:
N FO  4.106 chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương:
N FE 1

 T 6

 60c  i  ni ti 
 Tmax 

12
28 
 60
 60.1.32000. 16 .
 0,36
 0,6 6
 .150,15
100

100 
 100
 0,18.109 chu kỳ.

N FE 2

N FE 1 0,18.10 9

 0,06.10 9 chu kỳ
u
3

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:
K FL1  K FL 2  1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ
Khí của Trịnh Chất – Lê Văn Uyên
sF  1,75

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

 F 1   594.

1
 339,43MPa
1,75

 F 2   585.

1

 334,29 MPa
1,75
14


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

c. Hệ số chiều rộng vành răng
Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6 sách Tính Toán
Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí của Trịnh Chất – Lê Văn Uyên
 ba 2  0,4
Ta suy ra giá trị  bd theo công thức:
 bd 2 

bw  ba 2 ( u  1) 0,4  3  1


 0,8
dw
2
2

d. Hệ số tập trung tai trọng K 
K H   1,08, K F   1,17

e. Khoảng cách trục
Khi tính toán cho bánh răng trụ rang thẳng, khoảng cách trục được tính theo công thức:

aw  K a  u  1 3

TII K H 

 ba 2  H  u
2

 50. 3  1 3

414489,5.1,08
 226,4 mm
0,4.507,27 2 .3

(chọn Ka  50 )
Ta chọn aw  230mm
3. Thông số ăn khớp
a. Modul răng
Khi H1 , H 2  350 HB ta có:
m  0,01  0,02  aw  2,3  4,6 mm

Chọn m  3 theo tiêu chuẩn.
b. Bề rộng răng:
Bề rộng răng bánh bị dẫn: b2   ba2 .aw  0,4.230  92mm
Bề rộng răng bánh dẫn: b1  b2  5  92  5  97 mm
c. Số răng các bánh răng
Tổng số răng: zt  z1  z2 

2aw 2.230

 153,3 răng

m
3

Chọn zt  153
Số răng bánh dẫn: z1 

2aw
2.230

 38,3 răng, ta chọn z1  38 răng.
m  m  1 3  3  1

Số răng bánh bị dẫn: z2  zt  z1  153  38  115 răng.
Vì số răng bánh dẫn z1  30 nên không cần dịch chỉnh.
Tính lại tỷ số truyền thực:
15


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

utt 

z2 115

 3,03
z1 38

Kiểm tra lại sai số tương đối tỷ số truyền:
3  3,03
3

 1%  3%

d. Xác định kích thước bộ truyền
Đường kính vòng chia:
d1  mz1  3.38  114 mm
d 2  mz2  3.115  345mm
aw 

 d1  d2    114  345   230mm



2

2




Đường kính vòng lăn:
d w1  d1  114 mm
d w 2  d 2  345mm

Đường kính vòng đỉnh
d a1  d1  2m  114  2.3  120 mm
d a2  d 2  2m  345  2.3  351mm

e. Chọn cấp chính xác bộ truyền
Vận tốc vòng bánh răng:
 d1nII
v

60000



3,14.114.150,15
 0,9 m / s
60000

Chọn cấp chính xác 9.
4. Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
Lực vòng Ft và lực hướng tâm Fr tác dụng lên bộ truyền được xác định bởi:
Ft 1 

2TII 2.414489,5

 7271,75 N
d w1
114

Fr 1  Ft 1 tan  w  Fr 2  7271,75.tan 200  2646 ,7 N

Chọn  w  200
5. Hệ số tải động
Hệ số K Hv :

Với

K Hv  1 

vH bw d w1
2TII K H  K H

vH   H g0 v aw / u  0,004.73.0,9. 230 / 3  2,3

16


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

K H  1
K H   1,08
TII  414489,5Nmm
2,3.92.114
 1,03
2.414489,5.1,08.1
v bd
 1  H w w1
2TII K F  K F

Vậy

K Hv  1 

Hệ số K Fv :

K Fv

Với

vH   F g0 v aw / u  0,011.73.0,9. 230 / 3  6,3

K F  1
K F   1,17
TII  414489,5Nmm

Vậy

K Fv  1 

6,3.92.114
 1,07
2.414489,5.1,17.1

6. Kiệm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định theo:
H 

2TII K H  u  1
bwu

Z M Z H Z
d w1

Trong đó:
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH 

2
2

 1,764
s in2 w
sin 400

Hệ số cơ tính vật liệu: do cặp bánh răng bằng thép nên Z M  275MPa1/ 2
Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:
Z 

4  
3

Trong đó: Giá trị hệ số trùng khớp ngang   tính gần đúng theo:


 1 1 
1 
 1
   cos   1,88  3,2  
  1,77
 38 115 
 z1 z2  

   1,88  3,2 


Suy ra: Z 

4  
4  1,77

 0,86
3
3

Hệ số tải trọng:
K H  K H  .K Hv .K H  1,08.1,03.1  1,11

17


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

Suy ra  H 

Z M Z H Z
d w1

SVTH: Từ Phước Hoàng

2TII K H  u  1 275.1,764.0,86


b2u
114

2.414489,5.1,11. 3  1
 422,6 MPa
92.3

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 H    0 H lim

K HL Z R ZV Kl K xH
sH

Trong đó:
Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: Khi Ra  1,25  2,5 m thì Z R  0,95
Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng, khi H  350 : Zv  0,85.v0,1  0,85.0,90,1  0,85
Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, ta chọn Kl  1
Hệ số anh hưởng của kích thước răng:
d
114
 1,05  4  1,019
4
10
10
K HL Z R ZV Kl K xH
0,95.0,85.1.1,019
 589,09.
 440,66 MPa
sH

1,1

K xH  1,05 

Suy ra:  H    0 H lim

  442,6 MPa   H   440,66 MPa

7. Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm:
YF  3,47 

Trong đó:

13,2 27,9 x

 0,092 x 2
zv
zv
z
z
cos 3 

zv

- số răng tương đương, zv 

x

- hệ số dịch chỉnh. Không dịch chỉnh thì z  0

Suy ra:
YF 1  3,47 

13,2 27,9 x
13,2

 0,092 x 2  3,47 
 3,82
z1
z1
38

YF 1  3,47 

13,2 27,9 x
13,2

 0,092 x 2  3,47 
 3,58
z2
z2
115

Ứng suất uốn cho phép:

 F    0 F lim

K FLYRYxY K FC
sF

Trong đó:
18


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: K FC  1 khi quay 1
chiều.
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR  1 khi phay và mài răng.
Hệ số kích thước: khi tôi bề mặt và thấm Nito Yx  1,05  0,005m  1,05  0,005.3  1
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng.
Y  1,082  0,172lg m  1

 F 1 tt   F 1  KFLYRYxY KFC  339,43.1.1.1,035.1.1  356,23MPa

Suy ra:

 F 2 tt   F 1  KFLYRYxY KFC  334,29.1.1.1,035.1.1  350,83MPa
Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:
 F 1 tt 356,23


YF 1

 F 2 tt
YF 2



3,82

 93,25

350,83
 98,00
3,58

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh dẫn là bánh có độ bền uốn thấp hơn.
Ứng suất uống được tính theo:
F 

YF Ft K F
b1m

Hệ số tải trọng tính:
K F  K F  K Fv K F

Khi cấp chính xác ncx  9 thì K F  1, K Fv  1,07, K F   1,17
Suy ra: K F  1,17.1,07.1  1,25
Ứng suất uốn tính toán:
3,82.7271,75.1,25
 119,32 MPa
97.3
 F 1  119,32MPa   F 1 tt  356,23MPa

 F1 

Ta thấy

(thỏa).

II. Bộ truyền cấp nhanh
1. Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng
Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (C45 tôi cải thiện). Ta chọn như sau:
Độ rắn bánh nhỏ là 330HB
Độ rắn bánh lớn là 325HB
2. Ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép
19


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức:

 H    0 H lim

0,9 K HL
sH

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương úng với chu kỳ cơ sở được cho trong bảng 6.2 sách Tính Toán
Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí của Trịnh Chất – Lê Văn Uyên:
 0 H lim1  2 H1  70  2.330  70  730 MPa

 0 H lim2  2 H 2  70  2.325  70  720 MPa

Hệ số tuổi thọ K HL được xác định theo công thức:
K HL  mH

Trong đó:

N HO
N HE

N HE

- số chu kỳ làm việc tương đương

N HO

- số chu kỳ làm việc cơ sở

mH

- bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.

Số chu ky làm việc tương đương được xác định theo công thức:
N HE 1

 T  3

 60c  i  ni ti 
 Tmax 


12
28 
 60
 60.1.32000. 13.
 0,33
 0,6 3
 .450,46
100
100 
 100
 0,57.109 chu kỳ.

N HE2 

N HE1 0,57.10 9

 0,19.10 9 chu kỳ
u
3

Số chu kỳ làm việc cơ sở phụ thuộc vào độ rắn bề mặt tùy theo phương pháp nhiệt luyện:
N HO1  30 H12,4  30.330 2,4  3,3.107 chu kỳ
N HO2  30 H 22,4  30.3252,4  3,2.107 chu kỳ

Do N HE1  N HO1 , N HE2  N HO2 nên K HL1  K HL 2  1
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ
Khí của Trịnh Chất – Lê Văn Uyên:
sH  1,1
20

Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

 H 1   730.

0,9.1
 597,27 MPa
1,1

 H 2   720.

0,9.1
 589,09 MPa
1,1

Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta chọn:

 H    H min  589,09MPa
b. Ứng suất uốn cho phép
Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo công thức:

 F    0 F lim

K FL
sF

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở N FO được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt,
phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra bảng 6.2 sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống
Dẫn Động Cơ Khí của Trịnh Chất – Lê Văn Uyên
 0 F lim1  1,8 H1  1,8.330  594 MPa

 0 F lim2  1,8 H 2  1,8.325  585MPa

Hệ số tuổi thọ K KL xác định theo công thức:
K FL  6

N FO
N FE

Số chu kỳ cơ sở:
N FO  4.106 chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương:
N FE 1

 T 6

 60c  i  ni ti 
 Tmax 

12
28 
 60
 60.1.32000. 16 .
 0,36

 0,6 6
 .450,46
100
100 
 100
 0,54.109 chu kỳ.

N FE 2

N FE 1 0,54.10 9

 0,18.10 9 chu kỳ
u
3
21


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:
K FL1  K FL 2  1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ
Khí của Trịnh Chất – Lê Văn Uyên
sF  1,75

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

 F 1   594.

1
 339,43MPa
1,75

 F 2   585.

1
 334,29 MPa
1,75

c. Hệ số chiều rộng vành răng
Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn
 ba1 

TI ba2 146861,43.0,4

 0,142   ba1  0,2
theo tiêu chuẩn
TII
414489,5

Ta suy ra giá trị  bd theo công thức:
 bd 1 

bw  ba1 ( u  1) 0,2  3  1



 0,4
dw
2
2

d. Hệ số tập trung tai trọng K 
K H   1,05, K F   1,12

e. Khoảng cách trục
aw  230mm

3. Thông số ăn khớp
a. Modul răng
Khi H1 , H 2  350 HB ta có:
m  0,01  0,02  aw  2,3  4,6 mm

Chọn m  3 theo tiêu chuẩn.
b. Bề rộng răng:
Bề rộng răng bánh bị dẫn: b2   ba2 .aw  0,2.230  46 mm
22


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

Bề rộng răng bánh dẫn: b1  b2  5  46  5  51mm
c. Số răng các bánh răng
Tổng số răng:

zt  z1  z2 

2aw 2.230

 153,3
m
3
răng

Chọn zt  153
Số răng bánh dẫn: z1 

2aw
2.230

 38,3 răng, ta chọn z1  38 răng.
m  m  1 3  3  1

Số răng bánh bị dẫn: z2  zt  z1  153  38  115 răng.
Vì số răng bánh dẫn z1  30 nên không cần dịch chỉnh.
Tính lại tỷ số truyền thực:
utt 

z2 115

 3,03
z1 38

Kiểm tra lại sai số tương đối tỷ số truyền:

3  3,03
3

 1%  3%

d. Xác định kích thước bộ truyền
Đường kính vòng chia:
d1  mz1  3.38  114 mm
d 2  mz2  3.115  345mm

Đường kính vòng lăn:
d w1  d1  114 mm
d w 2  d 2  345mm

Đường kính vòng đỉnh
d a1  d1  2m  114  2.3  120 mm
d a2  d 2  2m  345  2.3  351mm

e. Chọn cấp chính xác bộ truyền
Vận tốc vòng bánh răng:
 d1nI
v

60000



3,14.114.450,46
 2,69 m / s
60000

Chọn cấp chính xác 9.
23


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

SVTH: Từ Phước Hoàng

4. Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
Lực vòng Ft và lực hướng tâm Fr tác dụng lên bộ truyền được xác định bởi:
Ft 1 

2TI 2.146861,43

 2576 ,5 N
d w1
114

Fr 1  Ft 1 tan  w  Fr 2  2576 ,5.tan 200  937,8 N

Chọn  w  200
5. Hệ số tải động
Hệ số K Hv : K Hv  1 
Với

vH bw d w1
2TI K H  K H

vH   H g0 v aw / u  0,004.73.2,69. 230 / 3  6,9

K H  1
K H   1,05
TI  146861,43Nmm
6,9.46.114
 1,13
2.146861,43.1,05.1
v bd
 1  H w w1
2TI K F  K F

Vậy

K Hv  1 

Hệ số

K Fv : K Fv

Với

vH   F g0 v aw / u  0,011.73.2,69. 230 / 3  18,9

K F  1
K F   1,12
TI  146861,43Nmm

Vậy

K Fv  1 

18,9.46.114
 1,33
2.146861,43.1,12.1

6. Kiệm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định theo:
H 

Z M Z H Z
d w1

2TI K H  u  1
b2u

Trong đó:
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH 

2
2

 1,764
s in2 w
sin 400

Hệ số cơ tính vật liệu: do cặp bánh răng bằng thép nên Z M  275MPa1/ 2
Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:
24

Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí
GVHD: TS Phan Tấn Tùng

Z 

SVTH: Từ Phước Hoàng

4  
3

Trong đó: Giá trị hệ số trùng khớp ngang   tính gần đúng theo:


 1 1 
1 
 1
   cos   1,88  3,2  
  1,77
 38 115 
 z1 z2  

   1,88  3,2 


Suy ra:

Z 

4  
4  1,78

 0,86
3
3

Hệ số tải trọng:
K H  K H  .K Hv .K H  1,05.1,13.1  1,19

Suy ra
H 

Z M Z H Z
d w1

2TI K H  u  1 275.1,764.0,86

b2u
114

2.146861,43.1,19. 3  1
 368,35 MPa
46.3

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 H    0 H lim

K HL Z R ZV Kl K xH

sH

Trong đó:
Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: Khi Ra  1,25  2,5 m thì Z R  0,95
Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng, khi H  350 : Zv  0,85.v0,1  0,85.2,97 0,1  0,95
Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, ta chọn Kl  1
Hệ số anh hưởng của kích thước răng:
d
114
 1,05  4  1,019
4
10
10
K HL Z R ZV Kl K xH
0,95.0,95.1.1,019
 589,09.
 440,66 MPa
sH
1,1
K xH  1,05 

Suy ra:  H    0 H lim

  368,35MPa   H   440,66 MPa

7. Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm:
YF  3,47 

Trong đó:

13,2 27,9 x

 0,092 x 2
zv
zv
z
z
cos 3 

zv

- số răng tương đương, zv 

x

- hệ số dịch chỉnh. Không dịch chỉnh thì z  0

Suy ra:

25