thuyết minh THIẾT kế hộp GIẢM tốc HAI cấp phân đôi cấp nhanh đai dẹt có bản vẽ đi kèm để lại tin nhắn nhận bản vẽ

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung không thể thiếu
trong nhiều chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức
cơ sở cho sinh viên về kết cấu máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học
giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như:
Chi Tiết Máy, Sức Bền Vật Liệu, Dung Sai, Vẽ Kỹ Thuật …
Đồng thời giúp cho sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và
làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số
truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc, tăng mômen xoắn. Với chức
năng thế nên ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các ngành
cơ khí, luyện kim, hoá chất, trong công nghiệp đóng tàu .
Do lần đầu tiên em làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp
còn những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài
liệu và bài giảng của các môn có liên quan và nhờ sự chỉ bảo tận tình, giúp đỡ
của thầy Hoàng Xuân Khoa song đây là lần đầu tiên nên bài làm của em
không thể tránh khỏi những sai sót.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy Hoàng Xuân Khoa đã trực
tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên thực hiện
Trần Duy Thực


BỘ CÔNG THƯƠNG.
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI.
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
--o0o—

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Sinh viên thực hiện : Trần Duy Thực
Ngành đào tạo :

MSSV : 044

Công Nghệ Kỹ Thuật Cơ Khí

Giáo Viên hướng dẫn : Cô Nguyễn Thị Thu Thủy

Ký tên:……………

Ngày bắt đầu: 01/02/2013. Ngày kết thúc : 28/02/2013.

ĐỀ TÀI
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP
Loại Hộp : Hộp Giảm Tốc Phân Đôi Cấp Nhanh

Hệ thống băng tải dẫn động bao gồm :
1.
2.
3.
4.
5.

Động cơ.
Nối trục đàn hồi.

Hộp giảm tốc.
Bộ truyền đai dẹt
Băng tải.

SVTH: Trần Duy Thực

Page 2


Số liệu thiết kế :
Lực Kéo Băng Tải: F = 13000 (N)
Vận Tốc Băng Tải: V = 0,45 (m/s)
Đường Kính Tang: D = 420 (mm)
Thời Gian Phục Vụ: Ih = 12000 (Giờ)
Số Ca Làm Việc: Số Ca = 2
Góc Nghiêng Đường Nối Tâm Bộ Truyền Ngoài:
Đặc Tính Làm Việc: Va Đập Êm

1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.

Chế độ tải : Tmm =1.65 T1 ; T2 = 0,6T1 ; t1 = 3.5h ; t2 = 4h : tck= 8h.

YÊU CẦU:

NỘI DUNG THUYẾT MINH:
Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm:
1.
2.
3.
4.
5.
6.

Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô mem xoắn trên các trục.
Tính toán bộ truyền ngoài.
Tính toán bộ truyền bánh răng.
Tính toán thiết kế trục.
Tính chọn ổ đỡ.
Tính toán kết cấu hộp.

NỘI DUNG BẢN VẼ:

TT
1
2

Tên bản vẽ
Bản vẽ lắp hộp giảm tốc
Các bản vẽ phụ (nếu cần)

SVTH: Trần Duy Thực

Page 3

Khổ giấy
A0

Số lượng
1


Phần I. Tính chọn động cơ,phân phối tỷ số truyền và mô men
xoắn trên các trục.
I.Chọn động cơ
1.Tính công suất
+Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc ổn định và ít rung động
ta phải tính toán và chọn động cơ sao cho vừa đủ công suất không quá thừa
nhằm tránh vượt tải và thừa tải quá nhiều.
-Từ yêu cầu: Lực kéo băng tải : F=13000 N.
Vận tốc băng tải : v=0,45 m/s.

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct=

F .V
.
1000.η ch

β

Trong đó:
Pct

: Công suất cần thiết trên trục động cơ.

F=13000 N : Lực kéo băng tải.
V=0,45m/s :Vận tốc băng tải.
ηch

:Tổng hiệu suất của các khâu.

ηch=η k.η br2.η ol4. ηđai = 0,99. 0,972.0,994.0,96 =0,86;
Trong đó:
 ηk=0,99

ηbr = 0,97



:Hiệu suất truyền động của khớp nối.

:Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng. (Do sau
khi phân đôi dòng công suất lại được nhập lại nên chỉ tính hiệu
suất cho một cặp bắnh răng ở cấp phân đôi)
ηol = 0,99

:Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn.
 ηđai = 0,96 :Hiệu suất của bộ truyền đai.


SVTH: Trần Duy Thực

Page 4

2

β=

Pct=

P 
∑  Pi  .t i
 1
∑ ti

F .V
.
1000.η ch

β =

=

1.3,5 + 0, 62.3, 6
= 0, 77
8

13000.0, 45
.0, 77 = 5, 24
1000.0,86

(kW);

2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ.
Số vòng quay trên trục công tác:

nct=

60.1000.v 60.1000.0,45
=
= 20,47(vòng / phút )
π .D
3,14.420

Trong đó: v là vận tốc băng tải.
D là đường kính tang.
Xác định số vòng quay đồng bộ nền dung cho động cơ:
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 v/ph (kể đến
sự trượt nđb = 1450 v/ph);khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb được xác
định:

n
1450
U sb = đb =
=70,8
nct 20,47

SVTH: Trần Duy Thực

Page 5

Ta có bảng:

Loại truyền động

Tỉ số truyền nên
dùng
3-5
2-5
4-6
2-3

Bộ truyền đai dẹt
Bộ truyền xích
Bộ truyền bánh răng trụ để hở
Bộ truyền bánh răng côn để hở
Hộp giảm tốc bánh răng trụ:
-1 Cấp
-2 Cấp
-3 Cấp
Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp
Hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ
Hộp giảm tốc trục vít 1 cấp
Hộp giảm tốc trục vít 2 cấp
Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít
Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng

Tỉ số truyền
giới hạn
1-6
1-6

1 - 12,5
1-8

3-5
8 - 40
31,5 - 180
2-4
8 - 31,5
10 - 40
300 - 800
60 - 90
60 -90

1 - 11
4 - 60
25 - 326
1-8
6,3 - 40
6,5 - 80
42,25 - 3600
14.6 - 480
14,6 - 480

Bảng: Tỉ số truyền nên dùng và giới hạn của các truyền động.

Dựa vào bảng trên (Trang21 – Sách TTTKHDĐCK-T1 ta có:
Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền đai dẹt Uđnd = (3÷5)
Tỉ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc

UHGTnd = (8÷40)

Tỉ số truyền nên dùng của hệ thống dẫn đông là:
Usbnd = UHGTnd.Uđnd = (3÷5). (8÷40) = (24÷200)
Nhận thấy: Usb = 70,8 nằm trong khoảng Usbnd = (24÷200) nên nđb = 1500 v/ph

3.Chọn động cơ.
Dựa vào các yêu cầu của động cơ về momen mở máy và công suất cần thiết để
đảm bảo động cơ làm việc tốt là:
Pđc ≥ Pct
SVTH: Trần Duy Thực

Page 6


nđb≈ nsb
Tmm
T
= 1,65 ≤ k
T
Tdn

Với T là momen tải trọng lớn nhất T=T1.
Tra các bảng P 1.2; P 1.2; P 1.3 với động cơ đồng bộ là 1500(v/p) ta chọn được động
cơ 4A112M4Y3 : ( theo bảng P1.3 TL1)
Bảng thông số động cơ:
Nđc(v/p)
1425

P(Kw)

Cosϕ

5,5

0,85

η
0,855

TMax/Tdn
2,2

Tk/Tdn
2,0

+ Kiểm tra điều kiện mở máy.
Tmm 1,65T1
=
= 1,65
T1
T1
Tk
= 2,0
Tdn
Với động cơ đã chọn có

>

Tmm
= 1,65

T1

II. Phân phối tỉ số truyền.
U sb =

Ta có:

N dc 1425
=
= 69,6
N ct 20,47

Mà:
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp
giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền đai và bộ truyền khớp nối).
Usb = UHGT.UN = 69,6 (lần)
Tỉ số của bộ truyền khớp là:
Uk ≈ 1
Chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai dẹt là:
Vậy ta có tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:
U HGT =

U sb
U sb
69,6
=
=
= 19,88
U N U k .U đ 1.3,5

SVTH: Trần Duy Thực

Page 7

Uđ = 3,5 (lần)


Đây là hộp giảm tốc khai triển, tình toán theo điều kiện bôi trơn và yêu cầu
diện tích hộp nhỏ nhất có thể được. Do đó chọn tỉ số truyền của cấp nhanh (u 1) lớn hơn
tỉ số truyền của cấp chậm (u2).
Ta dùng công thức thực nghiệm sau:
U1 = (1,2 ÷ 1,3)U2
=> UHGT = U1.U2 = (1,2 ÷ 1,3)U2. U2 = (1,2 ÷ 1,3) (U2)2 = 19,88
=> U2 = (3,91 ÷ 4,07) chọn u2 = 3,99 (lần)
=> U1 = (1,2 ÷ 1,3)U2 = (4,788 ÷ 5,187) chọn U1 = 4,99 (lần)
Vậy ta có tỉ số truyền thực của hộp giảm tốc là:
UHGT = U1.U2 = 3,99 . 4,99 = 19,9 (lần)
Tỉ số truyền thực của bộ truyền đai dẹt là :
Uđ =

U sb
69, 6
=
= 3,5
U HGT .U k 19,9

III.Xác định công suất,momen và số vòng quay trên các trục.
Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pct của động cơ ta tính được công
suất,momen và số vòng quay trên các trục của hệ thống dẫn động như sau:
-

Công suất trên các trục 3,2,1 và công suất thực của động cơ:

5,24
Pct
=
= 5,35
ηk .ηol
0,99.0,99

P3 =

P2 =

P1 =

(kW)

P3
5,35
=
= 5,57
ηbr 2 .ηol 0,97 2 .0,99
P2
5,57
=
= 5,98
η br .ηol 0,97 .0,99

P’đc =

P1
ηol .ηđ

(kW)

(kW)

5,98
= 6,29
0,99.0,96
=

(kW)

- Số vòng quay của các trục 1,2,3 và trục công tác là:
SVTH: Trần Duy Thực

Page 8


1425
3,5

n đc

u
n1 =

n 2=

n1
u1

n2
u2

n3=

n3
uk

nct=

đ

=

= 407 (vòng/phút)

407
4,99
=

=81,56(vòng/phút)

81,56
3,99
=

=

=20,44 (vòng/phút)

20,44
1

=20,44(vòng/phút)

- Momen xoắn trên trục công tác,các trục 1,2,3 và động cơ là:

Tct = 9,55.106.

T3 = 9,55.106.

T2 = 9,55.106.

T1 = 9,55.106.

T

đc

Pct
nct

P3
n3
P2
n2

P1
n1

= 9,55.106.

5,24
= 2448239
20,44
= 9,55.106.

(Nmm)

5,35
= 2499633
20,44
= 9,55.106.

(Nmm)

5,57
81,56
= 9,55.106.

= 9,55.106.
P`
đc
n
đc

= 652201 (Nmm)

5,98
407

= 9,55.106.

= 140316 (Nmm)

6,29
1425

= 42154 (Nmm)

- Bảng kết quả tính toán thu được:

Trục
T.số
SVTH: Trần Duy Thực

Động cơ

1

Page 9

2

3

Công tác

u(ln)

U = 3,5

U1 = 4,99

U2 = 3,99

Uk = 1

P(kW)

6,29

5,98

5,57

5,35

5,24

N(v/p)

1425

407

81,56

20,44

20,44

140316

652201

2499633

2448239

T(Nmm)

42154

PHN II: TNH TON B TRUYN NGOI
A. Thiết kế bộ truyền ngoài bằng bánh đai dẹt.
Sơ đồ bộ truyền đai
Tiết diện A.


d2

2

1

b


1

2
d1

a : là khoảng cách giữa hai trục bánh đai.
1,2 : là góc ôm đai trên bánh nhỏ và lớn..
: là góc giữa hai nhánh dây đai.
: là chiều dày của dây đai dẹt..
b : là chiều rộng của đai dẹt.
A : là diện tích tiết diện đai. A = bx

a

1. Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:
Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong
hai ca tơng đơng với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn
phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta
lựa chọn loại đai dẹt đợc làm bằng vải và cao su.
2. Xác định đờng kính đai nhỏ:
Đờng kính đai nhỏ đợc xác định bởi công thức thực nghiệm:
d 1 = ( 5,2 ữ 6,4 ).3 T1

ở đây T1 là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có T1 = Tdc = 40870
(N.mm).
Thay số vào ta có xác định sơ bộ đờng kính bánh đai nh sau:
d1 = ( 5,2 ữ 6,4 ).3 Tdc = ( 5,2 ữ 6,4 ).3 40870 = 179,12 ữ 220(mm)

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn đợc d1 = 180 (mm).
Khi đó vận tốc đai đợc xác định bởi công thức nh sau:
SVTH: Trn Duy Thc

Page 10

.


v=

.d1 .n1 3,14.180 .701
=
= 6,6
60.1000
60000

(m/s).

Do v = 6,6 (m/s) < vmax = (25ữ30) (m/s). Cho nên đờng kính d1 là phù hợp
với điều kiện làm việc của bộ truyền.
3. Xác định đờng kính đai lớn:
Đờng kính đai lớn đợc xác định bởi công thức:

d 2 = d 1 .u.(1 )

- u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai u = Ung = 2,5.

Trong đó:

- là hệ số trợt đối với đai vải cao su thì = 0,01 .
- d1 là đờng kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá.


d 2 = d1 .u.(1 ) = 180 .2,5.(1 0,01) = 445,5( mm).

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d2 = 450 (mm). Bảng 21.15 (Trang163Tập2:Tính ..).
L.

4. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai

Ta biết rằng chiều dài đai tối thiều Lmin sơ bộ đợc xác định bởi công thức
nh sau:
L min =

v
13,6
=
= 2,72 ữ 4,53
(3 ữ 5) (3 ữ 5)

(m).

Vậy Lmin = 2,72 (m) = 2720 (mm).
Khi đó khoảng cách giữa hai trục a đợc xác định theo Lmin nh sau:
2

( d 1 + d 2 )
( d 1 + d 2 )

1

2

a = L
+ L
2( d 2 d 1 )
4
2
2





.

Thay số vào công thức trên ta xác định đợc khoảng cách hai trục bánh đai:
2

1
3,14.(180 + 460 )
3,14(180 + 460 )

2

= 846
(
)
a = 2720

+ 2720

2
460

180

4
2
2






Nhận thấy ngay thấy rằng a < 2.(d1 + d2) là vô lý vì 846 < 2.(180+450) =
1260 (mm).
SVTH: Trn Duy Thc

Page 11


Vậy ta phải xác định chiều dài đai L theo khoảng cách giữa hai trục bánh
đai a.
Chọn a = 2.(d1 + d2) = 1260 (mm). Khi đó L xác định theo công thức sau:
L = 2.a +

.(d 1 + d 2 ) .(d 2 d 1 )
+

2
4.a

Thay số vào công thức trên ta thu đợc giá trị của L nh sau:
L = 2.1260 +

3,14.(180 + 450) 3,14.( 450 180)
+
= 3510
2
4.1260

(mm).

Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây
đai từ 100ữ400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt.
5. Tính góc ôm đai 1.
Góc ôm 1 trên bánh nhỏ đợc xác định bởi công thức sau:
180 0 57 0 .

( d 2 d1 )

1 = 1800 - =

a

.

Thay các giá trị của d1 và d2 vào công thức trên đây ta có:
1 = 180 0 57 0 .

( 450 180 ) = 167,786 0 = 167 0 47'
1260

Nhận thấy rằng 1 = 167074 > 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai.
6. Xác định chiều dày () và chiều rộng (b) của đai dẹt.
Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế
ra phải đáp ứng đợc khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việc
không đợc vợt quá một giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiện
tợng trợt trơn hoàn toàn).
=

t
0
2. 0

t 2.0.0 = [t].
t =

Mặt khác ta lại có:
Trong đó:
SVTH: Trn Duy Thc

Ft .K d
[t ]
A

A = b.

- Ft là lực vòng.
Page 12

Ft .K d
[t ]

b



Ft .K d
[ t ].

.


- Kd là hệ số tải động.
Lực vòng Ft đợc xác định thông qua công suất của động cơ Pđc và vân tốc v
của đai:
Ft =

Pdc .1000 3.1000
=
= 221( N ).
v
13,6

Còn hệ số tải động Kđ = 1,2 do làm việc trong 2 ca với máy điện xoay chiều
và dao động nhẹ 140% so với tải danh nghĩa. Bảng 4.7 (Trang 55-Tập1 Tính

toán . . . ).
Chiều dày của đai đợc xác định theo tỉ số /d1 sao cho tỉ số không vợt quá
một trị số cho phép nhằm hạn chế ứng suất phát sinh ra trong đai có tác dụng
tăng tuổi thọ của đai. Đối với đai làm bằng vải và cao su tra Bảng 4.8 (Trang
55-Tập 1 Tính toán . . .) ta có (/d1)max = 1/40. Khi đó ta xác định đợc chiều
dày cho phép nh sau:
/d1 1/40 d1/40 = 180/40 = 4,5 (mm). Chọn = 4,5 mm.
Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta
xác định đợc loại đai đã dùng là - 800 có 3 lớp lót và chiều dày của đai =
4,5 (mm).
Khi đó bề rộng của đai b đợc xác định theo công thức sau:
b

Ft .K d 404.1,15 103,2
=
=
[ t ]. 4,5.[ t ] [ t ]

Đối với đai dẹt ứng suất cho phép đợc xác định theo thực nghiệm nh sau:
[t] =[t]o.Cp.C.Cv.

(*)

Trong đó:
- Cb là hệ số xét đén sự bố trí bộ truyền và cách căng đai. Do bộ truyền
đợc đặt nằm ngang nên < 600 nên ta có Cb = 1.
- C là hệ số xét đến ảnh hởng của góc ôm đai. Ta có: C = 1 0,003.(180
- 1)
C = 1 0,003.(180 167,740 ) = 0,96.
- Cv là hệ số xét đến ảnh hởng của vân tốc. Cv = 1,04 0,0004.v2 CV =

0,966.

SVTH: Trn Duy Thc

Page 13


- Theo Bảng 13.8 (Trang 34-Tập 1 Tính toán thiết kế ...) [t]o = 2,25
(N/mm2).
Thay các giá trị vào công thức (*) ta xác định đợc [t] nh sau:
[t] =[t]o.Cp.C.Cv = 2,25.1.0,96.0,966 = 2 (N/mm2).
Vây ta sẽ tính đợc giá trị chiều rộng của đai nh sau:
b

103,2 103,2
=
= 51,6(mm )
[t ]
2

.

Vây ta chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm).
7. Tính chiều rộng của bánh đai (B).
Đối với bánh đai dẹt mắc bình thờng thì chiều rộng bánh đai B xác định nh
sau:
B = 1,1.b + (10 ữ 15) = 1,1. 63 + (10 ữ 15) = 79,3 ữ 84,3 (mm).
Tuy nhiên theo tiêu chuẩn ta sẽ chọn B = 71 (mm).
Giá trị chiều rộng đai và bánh đai tra Bảng 21.16 (Trang 164 -Tập 2: Tính
toán...).

8. Xác định lực tác dụng lên trục Fr:
Lực tác dụng lên trục bánh đai đợc xác định theo công thức:
Fr =2.Fo.sin(1/2) = 2.A.o.sin(1/2) = 2.b. .o.sin(1/2) =2 .b. . [t].
Thay số vào ta có xác định đợc: Fr = 2.63.4,5.2 = 1136 (N).

Bảng kết quả tính bộ truyền đai.
Tên đai l ợng

Ký hiệu

Đơn vị đo

Kết qủa

Đ ờng kính đai lớn

d1

mm

180

Đ ờng kính đai nhỏ

d2

mm

450

Chiều rộng đai.

b

mm

63

Chiều rộng bánh đai.

B

mm

71

Chiều dài dây đai

L

mm

3510

xb

mm2

4,5x63

Lực tác dụng trục đai.

F

N

1136

Góc ôm đai bánh nhỏ

1

độ

167 0 74'

Tiết diện đai

SVTH: Trn Duy Thc

Page 14

Ghi chú

Thêm 100 : 400


Phần III:Tính truyền động bánh răng
1.Chọn vật liệu.
Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng

nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc.Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan
điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Theo bảng 6.1 Trang 92 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta chọn:
Loại
bánh
răng

Nhãn
hiệu thép

Nhiệt
luyện

Kích thước
S,
mm,không
lớn hơn

Độ rắn

Giới hạn
bền
σb,MPa

Giới hạn
chảy
σch,MPa

Nho

45

Tôi cải
thiện

60

HB 241…
285

850

580

Lớn

45

Tôi cải
thiện

100

HB

750

450

192…240

2.Xác định ứng suất tiếp xúc.
Theo bảng 6.2 trang 94 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 với vật liệu làm bánh
răng là thép 45,tôi cải thiện đạt độ rắn HB
của các bánh răng là: σ°Hlim=2HB+70

≤

350 HB thì giới hạn bền uốn

σ°Flim = 1,8HB
SH=1,1 ; SF=1,75
+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ σ°Flim : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ SF: hệ số an toàn khi tính về uốn
+ SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
SVTH: Trần Duy Thực

Page 15


chọn HB1 = 245; HB2 = 230, suy ra:
σ°Hlim1 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)
σ°Hlim2 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
σ°Flim1 = 1,8.245 = 441 (MPa)
σ°Flim2 = 1,8.230 = 414 (MPa)
3.Số chu kỳ làm việc cơ sở .
Theo công thức (6.5) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta có : NHO = 30H2,4HB
NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO1 = 30H2,4HB1 = 30.2452,4 = 1,6.107

NHO2 = 30H2,4HB2 = 30.2302,4 = 1,4.107
4.Số chu kỳ làm việc tương đương.
NHE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
NHE Được xác địn theo công thức (6.7) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
NHE = 60cΣ(Ti/Tmax)3.ni.ti
Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay.

n1
u1

NHE2 = 60c

ΣtiΣ(Ti/Tmax)3.ti/Σti

407
4,99
.12000.[13.

= 60.1.

3, 5
8

+ 0,63.

3, 6
8

]

= 3,14.107 > 1,4.107 = NHO2
⇒

KHL2 = 1 ,với KHL là hệ số tuổi thọ được xác định theo công

K HL = m

H

thức sau:
SVTH: Trần Duy Thực

N HO
N HE
.
Page 16


Do NHE1 = u1. NHE2 nên NHE1 > NHO1, do đó KHL1 = 1
5.Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ.

[ σ H ] = σ Ho lim .

K HL
SH

Theo bảng 6.2 trang 94 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta có:
SH1=1.1
SH2=1.2

1
= 509 MPa
1,1
1
[σ H ]II = 530. = 481,82 MPa
1,1
[σ H ]I = 560.

*/ Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng:

[σ H ] =

[σ H ]I + [σ H ]II 509 + 481,82
=
= 495, 4
2
2

Ta có

1, 25[σ H ]mim = 1, 25[σ H ]II = 1, 25.495, 4 = 619, 25MPa

[σ H ] < 1, 25[σ H ]mim
Ta thấy

, thỏa điều kiện

*/ Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng
Do NHE > NHO => KHL = 1

SVTH: Trần Duy Thực

Page 17


=>

[σ H ]' = [σ H ]mim = [σ H ]II = 481,82 MPa

6.Ứng suất uốn cho phép:
Theo công thức 6.8 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta có:
NFE = 60cΣ(Ti/Tmax)mF.ni.ti
Trong đó mF=6 (vì độ rắn HB

NFE2 = 60c

n1
u1

≤

350)

ΣtiΣ(Ti/Tmax)6. ti /Σti

407
4,99
= 60.1.

.12000.[16.

3,5
8

+ 0,66.

3, 6
8

]

= 2,69.107 > 4.106 = NFO(số chu kì thay đổi ứng suất cơ
sở khi thử về uốn ;NFO=4.106 đối với tất cả các loại thép ).
⇒

KFL2 = 1, và tương tự có KFL1 = 1

K FL = m

F

N FO
N FE

Với KFL là hệ số tuổi thọ :
do đó theo công thức (6.2) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta có:
[σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF
Bộ truyền quay một chiều nên KFC=1(với KFC là hệ số xét đến ảnh
hưởng đặt tải).
Vậy sơ bộ tính được

441.1.1
1,75
[σF1] =

= 252 (MPa)

414.1.1
1,75
[σF2] =
SVTH: Trần Duy Thực

= 236,6 (MPa)
Page 18


Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải xác định theo công thức (6.13) sách
TTTKHDĐCK - Tập 1:
[σH]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải xác định theo công thức (6.14) sách
TTTKHDĐCK - Tập 1:
[σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
A.TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
NGHIÊNG:
a.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức (6.15)a sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

aw = K a (u1 + 1) 3

T1.K H β

[σ ]
H

2

u1Ψ ba

Trong đó:
+ Theo bảng 6.5 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 chọn Ka = 43 (ứng với
răng nghiêng, vật liệu thép - thép)
+ Theo bảng 6.6 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 chọn ψba = 0,3
+ Xác định KHβ:
Theo công thức (6.16) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
ψbd = 0,53ψba(u1+1) = 0,53.0,3(4,99+1) = 0,95
Theo bảng 6.7 sách TTTKHDĐCK - Tập 1, KHβ tương ứng với sơ đồ 3
⇒

KHβ = 1,15

+ T1 = 140316

43(4,99 + 1)3
⇒

140316.1,15

[ 495,4]

aw1=

.4,99.0,3
= 195,8 (mm)

Ta lấy aw1 = 200(mm)
a.2.Xác định các thông số ăn khớp
SVTH: Trần Duy Thực

2

Page 19


+ Theo (6.17) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
m = (0,01÷0,02)aw1 = (0,01÷0,02).200 = (2÷4) (mm)
+ Theo bảng 6.8 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 Chọn môđun theo tiêu
chuẩn m =2,5(mm)
(Không chọn m < 1,5 ÷2 nếu không khi quá tải răng sẽ bị gãy)
Điều kiện góc nghiêng răng chữ V : 30 ≤ β ≤ 40

2a .cos β
Z = w
1 m. u + 1
1
2a .cos β
2a .cos β
max ≤ Z ≤ w2
min
⇒ w1

1
m. u + 1
m. u + 1
1
1
2.200.cos 40
2.200.cos 30
⇒
≤Z ≤
1 2,5. ( 4,99 + 1)
2,5. ( 4,99 + 1)

(

(

)

)

(

)

⇒ 20,5 ≤ Z ≤ 23,1
1

Chọn Z1 = 21 răng
Z2 =Z1 .u1 = 21.4,99 =104,79
Chọn Z2 = 105 răng

Số răng tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 21 + 105 = 126 răng

SVTH: Trần Duy Thực

Page 20


Cosβ =

m.Z t 2,5.126 63
=
=
≈ 0,787
2.aw
2.200
80

Suy ra: β = 38,050
Thỏa điều kiện 300 ≤ β ≤ 400
 Tính lại khoảng cách trục:

aw =

m( z1 + z2 ) 2,5.(21 + 105)
=
= 200,00(mm)
2.Cosβ
2.Cos38,05

a.3. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 .Ứng suất tiếp xúc
xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:

σ H = Z M Z H Zε

2.T1K H ( ut1 + 1)
( bw1ut1d w211 )
≤ [σH]

Trong đó:
+ ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1], ta được ZM = 274 (MPa)1/3

+ ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Theo công thức (6.34) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 thì:

2. cos β b
sin 2α tw
ZH=
Ở đây:
* βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
theo công thức (6.35) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
tgβb = cosαt.tgβ
αt : góc profin răng
SVTH: Trần Duy Thực

Page 21


αtw : góc ăn khớp

* Với răng nghiêng, không dịch chỉnh và theo bảng
(6.11) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta có:

αtw = αt = arctg

 tgα 


 cos β 

Theo TCVN 1065 – 71, α = 20°

⇒
⇒

αtw = αt = arctg

 tg20ο 
 cos(38,05°) ÷



tgβb = cos24,80.tg38,050=0,71

⇒

= 24,8°

⇒

βb=35,40

2.cos(35,4°)
sin(2.24,8ο )
ZH=

= 1,46

+ Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo công thức (6.37) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
εβ=bw.sinβ/(m.

π

)

Chiều rộng vành răng bw1 = ψba. aw1 = 0,3.200 =60(mm)
⇒

0

εβ=60.sin38,05 /(2.

π

)=3,825

Vì εβ = 3,384> 1,0 nên theo công thức (6.36c) sách TTTKHDĐCK Tập 1: Zε =

1/ εα

εα được tính theo ct(6.38b) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

εα =


 1 1 
 + 
1,88
3,2

 z1 z 2 

⇒

.cosβ =

1 

1
1,88
3,2
+

÷

 21 105  


Zε = 0,865

SVTH: Trần Duy Thực

Page 22

cos38,050= 1,336


Theo bảng 6.11 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 đường kính vòng lăn bánh

nhỏ :

dw1 =

2.a w
u1 + 1

2.200

=

4,99 + 1

= 66,78(mm)

Theo công thức (6.40) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

v=
Vận tốc vòng:

π.d w1n 1

60000

=

π.66,78.407
60000

=1,42(m/s)

+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo công thức (6.39) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
KH = KHβ. KHα. KHv
* KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng, tra bảng 6.7 sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

⇒

KHβ = 1,15

* KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp
Theo bảng 6.13 sách TTTKHDĐCK - Tập 1, với răng trụ răng nghiêng,
v ≤ 4 (m/s), ta chọn cấp chính xác 9.
Từ bảng 6.14[1], v

≤

5m/s, cấp chính xác 9

⇒

KHα = 1,13

* KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp
Theo công thức (6.41) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

υ H .b w1.d w11
2.T1 '.K Hβ .K Hα
KHv = 1+

Với

υH

aw
u t1
= δH. go. v.

Trong đó:
- v = 1,42 m/s
- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2
Tra bảng 6.16 sách TTTKHDĐCK - Tập 1, với m < 3,35,
cấp chính xác 9
SVTH: Trần Duy Thực

⇒

go = 73

Page 23


- δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15 sách TTTKHDĐCK - Tập 1: δH = 0,002

⇒

⇒
⇒

⇒

υH

200
4,99
= 0,002.73.1,42

= 1,3

1,42.60.66,78
2.140316.1,15.1,13
KHv = 1+

= 1,015

KH = 1,15.1,13.1,015=1,32

σ H = Z M Z H Zε

2.T1K H ( ut1 + 1)
( bwut1d w21 )
2.140316.1,32.(4,99 + 1)
60.4,99.66,782

= 274.1,46.0,865

= 446

(MPa)



Tính chính xác [σH]
Theo công thức (6.1) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
[σH]` = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHL/SH
+ Tính ZR: Chọn Ra = 2,5..1,25μm

⇒

ZR = 0,95

+ Tính ZV: Lấy ZV = 1
+ KxH = 1(v× da <700mm)
⇒
⇒

[σH]` = 495,4.1.1.0,95 = 470,63 (MPa)
σH =446< [σH]` =470,63

⇒

thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.

a.4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức (6.43) sách
TTTKHDĐCK - Tập 1:

SVTH: Trần Duy Thực

Page 24


σF1 =

2T1.K Fε.Y β.Y F1.Y
b w .d w1.m

≤ [σF1]

+ Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yε = 1/εα
Với εα – hệ số trùng khớp ngang.
⇒

εα = 1,336

Yε = 1/1,336= 0,75

+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 – β/140 = 1 – 38,05/140 = 0,728
+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2
zv1 = z1/cos3β = 21/ cos3 38,050 = 43
zv2 = z2/cos3β = 105/ cos3 38,050 = 215
Tra bảng 6.18 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta được: YF1 = 3,7
3,6

;YF2 =

+ 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, tra bảng 6.7 sách TTTKHDĐCK - Tập 1, ứng với
sơ đồ 3

⇒

KFβ = 1,32

* KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 sách TTTKHDĐCK - Tập
1, với cấp chính xác 9, v ≤4 (m/s)

⇒

KFα = 1,37

* KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn:

υF .b w .d w1
2.T1.K Fβ .K Fα
KFv = 1+

Với

Trong đó:
- v = 1,42 m/s
SVTH: Trần Duy Thực

Page 25

υF

aw
u t1
= δF. go. v.