Tính toán thiết kế chi tiết máy

Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

MỤC LỤC
Trang
Lời nói đầu………………………………………………………………………..

2

1.Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động……………

3

Chọn động cơ. …………………………………………………………….....

3

Phân phối tỷ số truyền……………………………………………………......

5

2.Tính toán thiết kế chi tiết máy…………………………………………………..

7

Tính toán, thiết kế bộ truyền xích…………………………………………....

7

Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng……………………………………… 12

Tính toán thiết kế trục và then…………………………………………….....

30

Tính toán ổ lăn…………………………………………………….................

50

Tính toán vỏ hộp, bulông và các chi tiết phụ khác…………………………… 56
3. Bảng dung sai lắp ghép…………………………………….. ………………….. 59
4.Tài liệu tham khảo………………………………………………………………. 61

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 1


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc
LỜI NÓI ĐẦU

Ngày nay, hệ thống dẫn động cơ khí đóng một vai trò rất quan trọng trong
nền sản xuất. Chúng ta có thể bắt gặp nó trong các nhà máy xí nghiệp hay trong
cuộc sống hằng ngày. Cho nên việc thiết kế, tính toán sản xuất ra các sản phẩm
có liên quan đến hệ thống dẫn động cơ khí để nó hoạt động có hiệu quả là công
việc đòi hỏi những người kỹ sư, chuyên gia cơ khí phải nắm vững.
Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp cho sinh viên
chúng em có cái nhìn rõ nét hơn về công việc thiết kế, vận dụng kiến thức đã
học ở các môn chuyên ngành vào một sản phẩm thường dùng trong các dây

chuyền sản xuất, đó là hộp giảm tốc. Đồng thời có điều kiện để học hỏi thêm
kỹ năng sử dụng autocad vào việc thực hiện bản vẽ thiết kế.
Em xin chân thành cảm ơn Thầy Trần Thiên Phúc đã giải đáp tận tình các
thắc mắc của chúng em, cũng như các Thầy, Cô qua các môn học đã giúp em
có kiến thức để hoàn thành tốt đồ án này.
Em đã cố gắng trong việc trình bày tốt đồ án này. Tuy nhiên với kiến thức
còn hạn chế, không tránh khỏi sự thiếu xót. Em rất mong nhận được sự đóng
góp ý kiến từ các Thầy, Cô và các bạn để đồ án môn học này được hoàn thiện
hơn.
Sinh viên thực hiện
Đinh Toàn Lộc

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 2


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:
1.1) CHỌN ĐỘNG CƠ:
Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn:

Công suất trên trục thùng trộn:

P=8,5 kW

Số vòng quay trên trục thùng trộn:

n=52 vg/ph

Thời gian phục vụ:

L=5 năm

Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải:

T1=T
T2=0,75T
t1=37 giây
t2=15 giây

Công suất tính toán trên trục máy công tác, (theo 3.10, trang 89, tltk 1):

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 3


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

2

T 

∑1  Ti ÷ ti
12.37 + 0, 752.15
Pt = P
= 8,5
= 7,95 kW
n
37 + 15
∑ ti
n

1

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct =

Pt
η

Trong đó:

η = ηkηol3 ηbr2 η x
Tra bảng 3.3(tltk1), ta được:

ηk : hiệu suất khớp nối, ηk =0,99

ηol : hiệu suất ổ lăn, ηol =0,99
ηbr : hiệu suất ổ lăn, ηbr =0,97
η x : hiệu suất bộ truyền xích, η x =0,93
⇒ Pct =

Pt
7,95
=
= 9, 46 kW
η 0,99.0,993.0,97 2.0,93

Số vòng quay sơ bộ:

nsb = nlv .uch
nlv = 52 vg/ph
uch = uh .u x .(Tra bảng 2.4, trang 21, tltk 2), ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc
uh = 12 , tỉ số truyền bộ truyền xích ux=2,2)
Nên :

nsb = nlv .uch = 52.12.2, 2 = 1373

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 4


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

Từ Pct và nsb , ta chọn động cơ có số hiệu là: 4A132M4Y3 có P=11kW, nđc=1458v/p
Khi đó tỉ số truyền uch của hệ dẫn động là: uch =

ndc 1458

=
= 28
nlv
52

1.2) PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
ux: tỉ số truyền của bộ truyền xích, ta chọn ux=2,2
uh: tỉ số truyền của hộp giảm tốc: uh =

uch 28
=
= 12,72
u x 2, 2

uh=u1u2 (u1,u2 là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm hộp giảm tốc)
Do hộp giảm tốc đồng trục nên ở đây ta lấy u1 = u2 = uh = 12,72 = 3,57
Công suất trên các trục:

P3 =

Plv
8,5
=
= 9, 23kW
η xηol 0,93.0,99

P2 =

P3
9, 23

=
= 9,61kW
ηbrηol 0,97.0,99

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 5


Đồ án truyền động cơ khí
P1 =

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

P2
9,61
=
= 10kW
ηbrηol 0,97.0,99

Pdc =

P1
10
=
= 10,1kW
ηkn 0,99

Số vòng quay:

n1 = ndc = 1458 vg/ph
n2 =

n1 1458
=
= 408, 4 vg/ph
u1 3,57

n3 =

n2 408, 4
=
= 114, 4 vg/ph
u2
3,57

n4 =

n3 114, 4
=
= 52 vg/ph
ux
2, 2

Mômen xoắn trên các trục:

T4 = 9,55.106.

P4
8,5

= 9,55.106.
= 1561058 Nmm
n4
52

T3 = 9,55.106.

P3
9, 23
= 9,55.106.
= 770511 Nmm
n3
114, 4

T2 = 9,55.106.

P2
9, 61
= 9,55.106.
= 224720 Nmm
n2
408, 4

T1 = 9,55.106.

P1
10
= 9,55.106.
= 65501 Nmm
n1

1458

KẾT QUẢ TÍNH TOÁN ĐƯỢC GHI VÀO BẢNG:

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 6


Đồ án truyền động cơ khí
Trục

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

I

II

III

IV

10

9,61

9,23

8,5

Thông số
Công suất(kW)
Tỉ số truyền

3,57

3,57

2,2

Mômen xoắn(Nmm)

65501

224720

770511

1561058

Số vòng quay(vg/ph)

1458

408,4

114,4

52

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1.THIẾT KẾ XÍCH:
Chọn loại xích :
Ở đây chọn xích ống –con lăn(gọi tắt là xích con lăn)
Xác định số răng đĩa xích:
Theo bảng 5.4, trang 80, tltk 2, với u x =2,2 chọn số răng đĩa nhỏ Z1 =25, do

đó

số răng đĩa lớn : Z 2 = u x .Z1 =2,2.25=55< Z max =120.
Tính công suất tính toán:
Theo công thức 5.25, trang 182, tltk 1, công suất tính toán :

Pt =

KK z K n P
Kx

Trong đó :

k z = 25
kn =

n01

z1
n1

= 25

25

= 200

= 1 (với Z1 = 25 )

114, 4

SVTH: Đinh Toàn Lộc

= 1,75 (chọn n01 = 200 ) (chỉ số 1 chỉ đĩa xích nhỏ)

Trang 7


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

K x : số dãy xích, K x = 1 (chọn xích 1 dãy)
k = kr .k a .ko .k dc .kb .klv =1,3.1.1,25.1.1,3.1=2,113
Với :

kr :hệ số tải trọng động, kr =1,3(vì tải trọng va đập nhẹ)
ka :hệ số xét ảnh hưởng khoản cách trục, ka =1(do chọn a=40p)
ko :hệ số xét ảnh hưởng cách bố trí bộ truyền, ko =1,25(bộ truyền bố trí thẳng đứng)
kdc : hệ số xét đến ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích, kdc = 1(trục điều
chỉnh được)

kb :hệ số xét điều kiện bôi trơn, kb =1,3 (môi trường có bụi, chất lượng đạt yêu cầu,

bảng 5.6(tltk2) )

klv :hệ số xét điều kiện làm việc, klv = 1 (bộ truyền làm việc 1 ca)
Vậy :

Pt =

KK z K n P1 2,113.1.1,75.9, 23
=
= 34,13 (kW)
Kx
1

Chọn bước xích:
Theo bảng 5.4, trang 182, tltk1, với n01 =200 v/p, chọn bộ truyền xích một dãy có số
bước xích p=38,1 mm thỏa điều kiện bền mòn :

Pt = 34,13 < [ P ] = 34,8 kW
Theo bảng 5.2, trang 178, tltk 1, số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích 38,1 mm là
nth=500 v/p, nên điều kiện nXác định vận tốc trung bình v của xích(theo công thức 5.10, trang 175, tltk 1)

v=

n1 Z1 pc 114, 4.25.38,1
=
= 1,82m / s
60000
60000

Lực vòng có ít:

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 8


Đồ án truyền động cơ khí
Ft =

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

1000 P 1000.9, 23
=
= 5071 N
v
1,82

Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc theo công thức 5.26 (tltk 1) với [p0] chọn theo
bảng 5.3(tltk 1) là 29 MPa:

Pc ≥ 600 3

P1 K
9, 23.2,113
= 600 3
= 37 mm
Z1n1[ P0 ]K x
25.114, 4.29.1

Do pc=38,1mm nên điều kiện trên được thỏa.
Xác định khoảng cách trục:
Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.38,1=1524mm.
Theo công thức 5.8, trang 175, tltk 1, số mắt xích:
2

2a Z1 + Z 2  Z 2 − Z1  pc
X=
+
+
÷
pc
2
 2π  a
2

2.1524 25 + 55  55 − 25  38,1
=
+
+
= 120,6
÷
38,1
2
 2π  1524
Lấy số mắt xích chẵn X=120
Chiều dài xích: L=pcX=38,1.120=4572 mm
Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức 5.9, trang 175, tltk 1:
2
2


Z1 + Z 2
Z1 + Z 2 
Z 2 − Z1  


a = 0, 25 pc  X −
+ X −
÷ − 8
÷ 
2
2
2
π




 

2
2

25 + 55
25 + 55 
55 − 25  


a = 0, 25.38,1 120 −
+ 120 −

÷ − 8
÷
2
2 
2π  






a = 1513 mm (Ta chọn a=1507 mm(giảm khoảng cách trục 0,004a)
Kiểm nghiệm xích theo số lần va đập trong 1 giây:

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 9


Đồ án truyền động cơ khí
i=

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

Z1n1 25.114, 4
=
= 1,59 < [i ] = 20 (theo bảng 5.6,trang 184, tltk 1), vớpc=38,1,
15 X
15.120

chọn [i]=20)
Tính kiểm nghiệm xích theo hệ số an toàn(theo công thức 5.28,tr.184,tltk 1):

s=

Q
F1 + Fv + F0

Theo bảng 5.2, trang 78, tltk 2, tải trọng phá hỏng Q=127000 N, khối lượng 1m xích là
5,5 kg

Fv = q.v 2 = 5,5.1,822 = 18, 22 N

F0 = K f aqm g = 1.1,507.5,5.9,81 = 81,31 N (Kf=1 do bộ truyền bố trí thẳng đứng)
Khi đó:

s=

127000
= 24,56 ≥ [ s ] = (7,6 ÷ 8,9)
5071 + 18, 22 + 81,31

Lực tác dụng lên trục (theo công thức 5.19, trang 177, tltk 1):

Fr = K m Ft = 1.5071 = 5071N
Đường kính đĩa xích:

d1 ≈

pc Z1 38,1.25

pZ
38,1.55
≈
= 303, 2mm d 2 ≈ c 2 ≈
= 667mm
π
π
π
π

d a1 = d1 + 0,7 pc = 303, 2 + 0,7.38,1 = 329,8mm
d a2 = d 2 + 0,7 pc = 667 + 0,7.38,1 = 693,7mm
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích( theo công thức 5.18, tr.87, tltk2):
Đĩa 1:

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 10


Đồ án truyền động cơ khí
σ H 1 = 0, 47

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

k z ( Ft K r + Fvd ) E
≤ [σH ]
AK d

Trong đó:

k z : hệ số kể đến ảnh hưởng số răng đĩa xích, với Z 1 =25 thì k z =0,42
K r : hệ số tải trọng động, K r = 1.3
Fvd : Lực va đập trên m dãy xích, (
Fvd = 13.10−7 n p 3 m = 13.10 −7.114, 4.38,13.1 = 8, 22 N
E= 2,1.105 Mpa
A : diện tích chiếu của bản lề, theo bảng 5.12 (tltk 2) A=395 mm 2

kd : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, lấy kd =1
Do đó:

0, 42(5071.1,3 + 8, 22)2,1.105
σ H 1 = σ H 1 = 0, 47
= 571MPa
395.1
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép
[ σ H ] =600 MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1
Tương tự kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích 2:

k z =0,23 do Z 2 =55
K r = 1,3
Fvd = 13.10−7 n p 3 m = 13.10−7.52.38,13.1 = 3,74 N

Ft = 1000 P / v = 1000.8,5 / 1,82 = 4670 với v =

Z 2 pn 55.38,1.52
=
= 1,82m / s
60000
60000

Do đó:

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 11


Đồ án truyền động cơ khí
σH2

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

0, 23(4670.1,3 + 3,74)2,1.105
= 0, 47
= 405MPa
395.1

Như vậy cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc cho rằng đĩa 2.
2.2. THIẾT KẾ BÁNH RĂNG:
Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn:
Theo bảng 6.1(trang 92, tltk 2),chọn:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σ b1 = 850MPa ,

σ ch1 = 580 MPa
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σ b 2 = 750 MPa ,

σ ch1 = 450MPa
Phân tỷ số truyền:
uh=12,72 cho các cấp ta được :u1=u2= 12,72 = 3,57

Xác định ứng suất cho phép:
Theo công thức 6.1a(trang 93, tltk 2), ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ σ H ] = σ 0 H lim

K HL
sH

Theo công thức 6.2a(trang 93, tltk 2), ứng suất uốn cho phép:

[σ F ] =

σ 0 F lim .K FC
K FL
sF

Theo bảng 6.2 (trang 94, tltk 2) với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350.

σ 0 H lim = 2.HB + 70 ; sH = 1,1 ; σ 0 F lim = 1,8 HB ; sF = 1,75

σ 0 H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa ;

σ 0 F lim1 = 1,8.245 = 441MPa

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 12


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

σ 0 H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa ; σ 0 F lim 2 = 1,8.230 = 414 MPa
Xác định KHL và KFL :

K HL = mH N HO N HE
Số chu kỳ làm việc cơ sở: N HO = 30 HB 2,4

N HO1 = 30.2452,4 = 1,63.107 ; N HO 2 = 30.2302,4 = 1,39.107
Theo 6.36(tltk 1): N HE = 60c ∑ ( Ti Tmax ) ni ti
3

3
  T 3
 0,75T  
N HE1 = 60.1.1458  ÷ .t1 + 
÷ .t2 
T
T



 

3

= 60.1.1458.[1

37

15
+ 0,753
].12000 = 87, 47.10 7
37 + 15
37 + 15

37
15 

N HE 2 = 60.1.408, 4 13.
+ 0,753.
.12000 = 24,5.107

37 + 15 
 37 + 15
Trong đó :c là số lần ăn khớp 1 vòng quay, c=1; Lh = 5.300.8.1 = 12000 giờ

 N HE1 > N HO1
 N HE2 > N HO2

Vì : 

K FL = mF

nên

 K HL1 = 1

 K HL 2 = 1

N FO
N FE

Số chu kỳ cơ sở khi thử về uốn: N FO = 4.106 đối với tất cả các loại thép.
Theo 6.7(trang 93, tltk 2) :

N FE = 60c ( Ti Tmax ) ni ti
6

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 13


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

6
 T 6 37
 0,75T  15 
7
N FE1 = 60.1.1458  ÷
+
 .12000 = 80,08.10
÷
 T  37 + 15  T  37 + 15 

N FE 2

6
 T 6 37
 0,75T  15 
7
= 60.1.408, 4  ÷
+
 .12000 = 22, 43.10
÷
 T  37 + 15  T  37 + 15 

 N FE1 > N FO
Vì : 
 N FE2 > N FO

 K FL1 = 1

 K FL 2 = 1

nên

Như vậy, sơ bộ ta xác định được :

[ σ H 1 ] = σ 0 H lim1

K HL1
1
= 560. = 509 MPa
sH
1,1

[ σ H 2 ] = σ 0 H lim 2

K HL1
1
= 530. = 481,8MPa
sH
1,1

[σ F 1 ] =

σ 0 F lim1 .K FC
441.1
K FL1 =
.1 = 252 MPa
sF
1,75

[σ F 2 ] =

σ 0 F lim 2 .K FC
414.1
K FL1 =
.1 = 236,6 MPa
sF
1,75

(với K FC :hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi;khi quay 1
chiều K FC =1)
Vì bộ truyền bánh răng nghiêng nên, theo 6.12 (trang 95, tltk 2):

[σH ]

[σ ]
= H1

2

+[σH ]
509 + 481,8
=
= 495, 4 MPa < 1, 25 [ σ H ] min
2
2
2

Ứng suất quá tải cho phép:

[ σ H ] max = 2,8σ ch = 2,8.450 = 1260MPa

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 14


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

[ σ F 1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464MPa
[ σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa

Tính toán cấp chậm:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo 6.15a(trang 96, tltk 2) :

aw = K a (u + 1) 3

T2 K H β

[σH ]

2

uψ ba

T2 : mô men xoắn trên trục chủ động cấp chậm: 224720 Nmm

ψ ba =

bw
tra bảng 6.6(trang 97, tltk 2), ta chọn ψ ba = 0, 4
aw

Ka: hệ số phụ thuộc cặp bánh răng và loại răng.theo bảng 6.5(trang 96, tltk 2, chọn
ka=43 MPa

1/3

K H β : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc ( với ψ bd =

ψ ba (u + 1)
= 0,91 , tra bảng 6.7, (trang 98, tltk 2), ta được
2

K H β =1,09.
Do đó :

aw = 43(3,57 + 1) 3

224720.1,09
= 174, 4
495, 4 2.3,57.0, 4

Lấy aw = 200mm
Xác định các thông số ăn khớp:

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 15


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

Môđun răng:

mn = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0, 01 ÷ 0,02)200 = 2 ÷ 4
Theo tiêu chuẩn chọn mn=2,5.
Từ điều kiện:

200 ≥ β ≥ 80
Suy ra :

2aw cos80
2aw cos 20 0
≥ Z1 ≥
m(u + 1)
m(u + 1)
2.200.cos80
2.200.cos 20 0
≥ Z1 ≥
2,5.(3,57 + 1)
2,5(3,57 + 1)
34,6 ≥ Z1 ≤ 32,9
Ta chọn:
Z1=34
Số răng bánh bị dẫn:
Z2=34.3,57=121,38, chọn Z2=121 răng.
Góc nghiêng răng:

cos β =

mz1 ( u + 1) 2,5.34(3,57 + 1)
=
= 0,971125
2 aw
2.200

β = arccos 0,971125 = 13,80

Đường kính vòng chia:

d1 =

mZ1
2,5.34
=
= 87,5mm
cos β 0,971125

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 16


Đồ án truyền động cơ khí
d2 =

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

mZ 2
2,5.121
=
= 311,5mm
cos β 0,971125

Đường kính vòng đỉnh:

d a1 = d1 + 2m = 87,5 + 2.2,5 = 92,5
d a2 = d 2 + 2m = 311,5 + 2.2,5 = 316,5

Chiều rộng vành răng
bánh bị dẫn:

bw 22 = aw .ψ ba = 200.0,35 = 70 mm
bánh dẫn:

bw 21 = bw 22 + 5 = 75 mm
Vận tốc vòng :

V=

π d1n2 π .87,5.408, 4
=
= 1,87 m / s
60000
60000

Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc:

σH =

Z M Z H Zε
d w1

2T2 K H ( u + 1)
bwu

Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo 6.5 (trang 96, tltk
2), chọn Z M = 274( MPa )1/2
ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, (the0 6.34, trang 105, tltk 2)

ZH =

2 cos β b
sin 2α tw

Ở đây:

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 17


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

βb - góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở:

βb = arctg (cos α t .tg β ) ,(α t góc profin răng)
α tw : góc ăn khớp.

Theo bảng 6.11(trang 104, tltk 2)

tg β
tg 200
α t = α tw = arctg (
) = arctg (
) = 20,50
0

cos β
cos13,8
Suy ra:

βb = arctg (cos α t .tg β ) = arctg (cos 20,50.tg13,80 ) = 12,960
2cos12,960
⇒ ZH =
= 1,73
sin(2.20,50 )
Zε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, phụ thuộc ε β
Theo 6.37(trang 105, tltk 2):

bw sin β 0, 4.200.sin13,80
1
εβ =
=
= 2, 43 > 1 , chọn công thức Zε =
mπ
2,5.π
εα
Hệ số trùng khớp ngang ε α được xác định:


 1 1 
ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ cos β
 z1 z2  


1 
 1

ε α = 1,88 − 3, 2  +
÷ 0,971125 = 1,7
34
121



Zε = 1 ε α = 1 1,7 = 0,77

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 18


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo 6.39(trang 106, tài liệu 2) :

K H = K Hα .K H β .K HV :
K H β =1,09
Xác định K Hα
Với v=1,87m/s , theo bảng 6.13(tltk 2), ta dùng cấp chính xác 9.Theo bảng
6.14(tltk 2) với cấp chính xác 9 và v<2,5 m/s, chọn K Hα = 1,13
Xác định K HV :

K HV = 1 + ν H bw d w / (2TK H β K Hα )
Theo 6.42(trang 107, tltk 2) :

ν H = δ H g 0 v aw u = 0,002.73.1,87 200 3,57 = 2,04
( δ H : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,theo bảng 6.15(trang 107, tltk
2), chọn δ H = 0,002 , g0 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và
2, tra bảng 6.16(trang 107, tltk 2) chọn g0=73)

K HV = 1 +ν H bw d w / (2TK H β K Hα )

= 1 + 2,04.0, 4.200.87,5 / (2.224720.1,09.1,13)
= 1,026
K H = K Hα .K H β .K HV = 1,13.1,09.1,026 = 1, 26

⇒σH =

Z M Z H Zε
d w1

SVTH: Đinh Toàn Lộc

2T2 K H ( u + 1)
bwu

Trang 19


Đồ án truyền động cơ khí

σH =

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

274.1,73.0,77 2.224720.1, 26(3,57 + 1)
= 390 < [ σ H ] = 495, 4 MPa
87,5
0, 4.200.3,57
Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

σF =

2TYF K F Yε Yβ
d wbw m

≤ [σF ]

KF: hệ số tải tính về uốn, K F = K F β K Fα K FV
Theo bảng 6.7(trang 93, tltk 2), với ψ bd = 0,91, chọn K F β =1,2
Theo bảng 6.14(trang 107, tltk 2), với cấp chính xác 9, v<2,5 m/s, chọn K Fα =1,37

K FV hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

K FV = 1 +

ν F bw d w
2TK F β K Fα

Trong đó:

ν F = δ F g 0 v aw u
Theo bảng 6.15(tltk 2) :

δ F =0,006
Theo bảng 6.16(tltk 2) :
g0=73
Thay các giá trị vào ν F , tính được:

ν F = 0,006.73.1,87. 200 3,57 = 6,13
Thay các giá trị vào K FV tính được:

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 20


Đồ án truyền động cơ khí
K FV = 1 +

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

6,13.0, 4.200.87,5
= 1,06
2.224720.1, 2.1,37

Do đó:

K F = K F β K Fα K FV = 1, 2.1,37.1,06 = 1,74

Yε = 1 ε α = 1 1,7 = 0,6 :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Yβ = 1 − ε β β /120 = 1 − 2,13.13,8 /120 = 0,76
Số răng tương đương:

Z v1 =

Z1
34
=
= 37
cos3 β cos3 13,80

Zv 2 =

Z2
121
=
= 132
cos3 β cos3 13,80

Theo bảng 6.18(trang 109, tltk 2) được:
YF1=3,73 ;YF2=3,6
Thay các giá trị vào công thức tính σ F , ta được:

σ F1 =

2.224720.3,73.1,74.0,6.0,76
= 76 MPa
0, 4.200.87,5.2,5

σF2 =

σ F 1YF 2 76.3,6
=

= 73,35MPa
YF 1
3,73

[ σ F 1 ] = [ σ F 1 ] YRYS K xF

= 252.1.1,022.1 = 257,7

Với:
YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
YS=1,08-0,0695lnm=1,08-0,0695ln2,5=1,022)
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng:

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 21


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

YR=1(bánh răng phay)
Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
KxF=19(da<400 mm)

[ σ F 2 ] = [ σ F 2 ] YRYS K xF

= 236,6.1.1,022.1 = 241,8 MPa

Vậy:

σ F1 < [ σ F1 ]

σF2 < [σF2 ]

Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm:
Khoảng cách trục:

aw= 200mm

Môđun pháp :
m=2,5
Chiều rộng vành răng:
Bánh dẫn:

bw 21 = 85 mm

Bánh bị dẫn:

bw22=80 mm

Tỉ số truyền:
u=3,57
Góc nghiêng răng:

β = 13,80
Đường kính vòng chia:
d1=87,5 mm

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 22


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

d2=311,5 mm
Đường kính đỉnh răng:
da1=92,5 mm
da2=316,5 mm
Tính bộ truyền cấp nhanh:
Do hộ giảm tốc đồng trục: aw= 200mm
Môdun:

mn=2,5

Góc nghiêng răng:

β = 13,80

Chiều rộng vành răng:

aw = K a (u + 1) 3
aw = K a (u + 1) 3

T2 K H β

[σ H ]

2

uψ ba 2

T1 K H β

[σH ]

2

uψ ba1

ψ ba2
≈u
ψ ba1
Theo bảng 6.6(trang 97, tltk 2), chọn :

ψ ba1 =0,25
Chiều rộng vành răng (bộ truyền cấp nhanh):
bánh bị dẫn:
bánh dẫn:
Đường kính vòng chia:

bw12=0,25.200=50 mm
bw11=bw12+5=55 mm

mz1
= 87,5mm

cos β
mz2
d2 =
= 311,5mm
cos β
d1 =

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 23


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

Đường kính vòng đỉnh:
da1=d1+2m=92,5 mm
da2=d2+2m=316,5 mm
Vận tốc vòng bánh răng:

v=

π d1n1 π .87,5.1458
=
= 6,68m / s
60000
60000

Tra bảng 6.13(tltk 2)chọn cấp chính xác 8

Kiểm nghiệm răng bộ truyền cấp nhanh theo độ bền tiếp xúc:
σH =

Z M Z H Zε
d w1

2T1 K H ( u + 1)
bw u

Z M = 274MPa1 2

ZH =

2cos β b
= 1,73
sin 2α tw

Zε = 1 εα = 0,77

K H = K Hα .K H β .K HV

ψ bd =

ψ ba (u + 1) 0, 25.(3,57 + 1)
=
= 0,57
2
2

Tra bảng 6.7(trang 98, tltk 2), chọn :

K H β =1,05.
Với v=6,68m/s , theo bảng 6.13(trang 106, tltk 2), ta dùng cấp chính xác 8.Theo bảng
6.14(tltk 2) với cấp chính xác 8 và v=6,68 m/s, chọn K Hα = 1,1

K HV = 1 + ν H bw d w / (2TK H β K Hα )
Theo 6.42(trang 107, tltk 2):

ν H = δ H g 0 v aw u = 0,002.73.6, 68 200 3,57 = 7,3

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 24


Đồ án truyền động cơ khí

GVHD: Thầy Trần Thiên Phúc

( δ H : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, theo bảng 6.15(trang 107, tltk 2),
chọn δ H = 0,002 , g0 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra
bảng 6.16(trang 107, tltk 2) chọn g0=73)

K HV = 1 +ν H bw d w / (2TK H β K Hα )

= 1 + 7,3.0, 25.200.87,5 / (2.65501.1,05.1,1)
= 1, 21
K H = K Hα .K H β .K HV = 1,1.1,05.1, 21 = 1, 4

σH =

274.1,73.0,77 2.65501.1, 4(3,57 + 1)
= 285,8 < [ σ H ] = 495, 4 MPa
87,5
0, 25.200.3,57

Kiểm nghiệm răng bộ truyền cấp nhanh theo độ bền uốn:

σF =

2T1YF Ft K F Yε Yβ
d wbw m

≤ [σF ]

KF: hệ số tải tính về uốn : K = K K K
F
Fβ
Fα
FV
Theo bảng 6.7(trang 98, tltk 2) :
với ψ bd = 0,57 , chọn K F β =1,11
Theo bảng 6.14(trang 107, tltk 2), với cấp chính xác 8, v=6,68 m/s :
chọn K Fα =1,3

K FV hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

SVTH: Đinh Toàn Lộc

Trang 25