Hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm đai dẹt có bản vẽ đi kèm để lại tin nhắn nhận bản vẽ

Lời Nói Đầu
Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển rất nhanh, mang lại những lợi ích
cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật chất .Để nâng cao đời sống
nhân dân và để hòa nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng
như trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới
là nước ta sẽ trở thành nước công nghiệp hóa, hiện đại hóa.
Để thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển đó
là ngành cơ khí vì ngành đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị
công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân .Muốn thực hiện việc phát triển ngành cơ khí
cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn đáp ứng được
các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hóa theo dây chuyền trong
sản xuất.
Chúng Em là sinh viên Khoa Cơ Khí Công Nghệ nói riêng và những sinh viên
Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn
luyện, trau dồi kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng
góp một phần trí tuệ và sức lực vào trong công cuộc phát triển đất nước
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa có nên
Đồ Án của Em còn nhiều thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các Thầy, Cô
để Đồ Án của Em được hoàn thiện hơn.
Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy, Cô
trong khoa Cơ khí trường Đại Học Học Công Nghiệp Hà Nội và đặc biệt là sự hướng
dẫn tận tình của thầy: MAI ĐÌNH HÙNG.
Hà Nội, Ngày 30 Tháng 6 Năm 2010
SVTH: Phạm Văn Thắng


Phần I: Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền.
I: Xác định công xuất sơ bộ của động cơ:
1,Công suất động cơ.
Pct =

pt
η

Hiệu xuất bộ chuyền đai η = η đ . η br2 . ηα4 . η k
Hiệu suất của các bộ truyền tra bảng (2.3) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí
tác giả trịnh chất-lê văn uyển có
Hiệu suất bộ truyền đai η đ = 0,96
Hiệu xuất một cặp bánh răng η br = 0,99
Hiệu xuất một cặp ổ lăn ηα = 0,995
Hiệu xuất khớp nối η k = 0,99
⇒ η = 0,96 . 0,99 2 . 0,995 4 . 0,99 = 0,9173
Công xuất làm việc trên trục công tác Pt = β . Plv
Plv : công xuất làm việc trên trục tang
F .V
Plv = 1000

β =

(

=

7800.0,5
1000 = 3,9 (kw)

T1 2 t1
T
t
2,5
3,5

) . + ( 2 ) 2 . 2 = 1.
+ 0,6 2.
= 0,74
T1 t ck
T1 t ck
6,8
6,8

⇒ Pt = 0,74 . 3,9 = 2,9 (kw)
2,9
⇒ Pct =
= 3,162 (kw)
0,917

2,xác định số vòng quay động cơ
-Tốc độ quay của trục trong.
nlv =

60.10 3.0,5
60.10 3.V
=
= 32 (vg/ph)
3,14.300
π .D

-tỷ số truyền của hệ truyền.
Uct = Uh.Uđ
Trong đó Uh : tỷ số truyền của hộp giảm tốc
Uđ : tỷ số truyền của đai
Tỷ số truyền của các bộ truyền tra bảng (2.4) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ

khí tác giả trịnh chất-lê văn uyển có
Uh = 22
Uđ =2
⇒ Uct = 22.2 = 44
Số vòng quay sơ bộ của động cơ.
nsb = nlv . Uct = 33 .44 = 1308 (vg/ph)


3, Chọn động cơ điện
Từ các kết quả tính: Công suất cần thiết Pct =

2,9
= 3,162 (kw) và nđb =
0,917

1500 (vg/ph) Chọn động cơ có nhãn hiệu K132S4 có các thông số kỹ thuật chế tạo Pđc
= 4 (kw) và số vòng quay đồng nđc = 1445 (vg/ph),

Tk
T
= 2 > mm = 1,7.
Tdn
T

II: Phân phối tỷ số truyền.
-tỷ số truyền của hệ
n đc
1445
=
= 45,2

n lv
32
Chọn Uh =22 ⇒ Uđ = 2,05

Ut = Uh.Uđ =

Phân Uh thành hai tỷ số truyền
Uh = U1.U2
Dựa vào bảng (3.1) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tác giả trịnh chất-lê
văn uyển ⇒ U1 = 6,07
U2 = 3,63
III: Xác định công xuất, tốc độ và momen trên các trục.
-Trục tang.
Ptg =

Plv
3,9
=
= 3,94 (kw)
ηα
0,99

ntg = nlv = 32 (vg/ph)
Ttg = 9,55.10 6 .

Ptg
ntg

= 9,55. 10 6 .

3,92
= 1169875 (N.mm)
32

-Trục III.
PIII =

Ptg

=

3,94
= 4,02 (kw)
0,99.0,99

η k .ηα
nIII = ntg = 32 (vg/ph)
PIII
4,02
TIII = 9,55. 10 6 .
= = 9,55. 10 6 .
= 1199718,75(N.mm)
n III
32
-Trục II.

PII =

PIII
4,02

=
= 4,1(kw)
η br .ηα
0,99.0,99

nII = nIII. U2 = 32.3,63 = 116,16 (vg/ph)
TII = 9,55. 10 6 .

PII
4,1
= 9,55. 10 6 .
= 337078,17 (N.mm)
n II
116,16


-Trục I.
PI =

PII
4,1
=
= 4,18 (kw)
η br .ηα
0,99.0,99

nI = nII.U1 = 116,16.6,07 = 705 (vg/ph)
TI = 9,55. 10 6 .

PI

4,18
= 9,55. 10 6 .
= 56622.7 (N.mm)
nI
705

-Trục động cơ.
P=

PI
4,18
=
= 4,35 (kw)
ηđ
0,96

nđc = nI.Uđ = 705.2,05 = 1445 (vg/ph)
Tđc = 9,55. 10 6 .

Pđc
4,35
= 9,55.10 6 .
= 28749,13 (N.mm)
ηđ
1445

Bảng số liệu tổng kết:
Động cơ
Tỷ số truyền
U

Công suất
P (kw)
Tỷ số truyền
n (vg/ph)
Mô men xoắn
T (N.mm)

I

2,05

II
6,07

III
3,63

Tang
1

4,35

4,18

4,1

4,02

3,94

1445

705

116

32

32

28749,13

56622,7

337078,17

1199718,75

1169875


Phần II: Thiết kế bộ truyền.
I: Bộ truyền đai.
-Chọn đai vải cao su.
-Xác định các thông số của bộ truyền.
+ Đường kính bánh dẫn.
N1
4,27
= (1100…1300). 3
= 157,8…186,5 (mm)

n1
1445
chọn d1 theo tiêu chuẩn ⇒ d1 = 180 (mm)

d1 = (1100…1300). 3

+nghiệm điều kiện vận tốc.
3,14.180.1445
π .d1 .n1
V=
=
= 13,6 (m/s) < Vmax = 25 (m/s) ⇒ thỏa mãn
60000

60000

+ Đường kính bánh đai lớn.
d2 = U.d1.(1- ξ )
U=

n1
1445
=
= 2,05
n2
705

⇒ d2 = 2,05.180.(1-0,01) = 365,3 (mm)
Lấy d2 theo tiêu chuẩn. ⇒ d2 = 360 (mm) (bảng 15 BTCTM)

+ Tốc độ quay thực tế của bánh đai bị dẫn là
n1 .d1 .(1 − ξ )
1445.180.(1 − 0,01)
n 2, =
=
= 715,3 (Vg/Ph)
d2

360

n − n2
715,3 − 705
.100 % = 1,42% < 5% ⇒ đạt yêu cầu
.100% =
n2
705
,
2

∆n =

Kết luận : d1 = 180 (mm)
d2 = 360 (mm)
+ Tính chiều dài tối thiểu của đai
Lmin =
1
8

V
13,6

=
= 3,4 (m) = 3400 (mm)
3...5
4

{

= . 2.3400 − 3,14.(180 + 360) +

khoảng cách truc a theo Lmin ta được
a =

{

1
. 2.Lmin − π .( d1 + d 2 ) +
8

[ 2.Lmin − π .( d1 + d 2 ) ] 2 − 8.( d 2 − d1 ) 2

Kiểm nghiệm a ≥ 2.( d1 + d 2 ) = 2.(180+360) = 1080 (mm)
Chọn a = 1270 (mm)
( d 2 − d1 ) 2
π
⇒ L = 2. A +

2

.( d1 + d 2 ) +

4. A
3,14.540 180 2
+
= 2.1270+
= 3394 (mm)
2
4.1270

+Tính góc ôm.

}

( 2.3400 − 3,14.540) 2 − 8.(180) 2 = 1273 (mm) Tính

}


57 o .(d 2 − d1 )
57 o .(360 − 180)
α 1 = 180 = 180 o = 172 o > 150 o ⇒ Thỏa mãn
as
1270
o

+ Xác định tiết diện và chiều rộng bánh đai.
δ
1
≤
Với đai vải cao su
(với δ là chiều dày của đai)

d1

40

1 180
= 4,5 (mm)
=
40
40
⇒ theo bảng (5.3) lấy δ = 4,5 (mm)
⇒ δ ≤ d1. .

Định tiết diện đai
Ft =

1000.4
1000.P
=
= 264.9 (N)
15,12
V

Dựa vào bảng (4.8) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tác giả trịnh chất-lê
δ
1
văn uyển.tỷ số ( ) nên dùng là
(đai vải cao su)
d1
200
d

Do đó δ = 1 =
=5
40
40

40

Theo bảng (4.8) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tác giả trịnh chất-lê văn
uyển ta chọn loại đai B-800 không có lớp lót
Trị số δ tiêu chuẩn là δ = 5 (mm) (với số lớp là 4).
+ ứng suất có ích cho phép.
[σ F ] = [σ F ] o . Cα . CV .C o
k 2 .δ
. [ σ F ] o = k1 la ứng suất có ích cho phép xác định bàng thưc nghiệm
d1

Bộ truyền đặt nằm ngang,điều chỉnh định kỳ lực căng nên chọn
σ o =1,8 (MPa). Theo bảng (4.9) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tác giả
trịnh chất-lê văn uyển. ta chon k1 = 2,5 ; k2 = 10
⇒ [σ F ] o = 2,5 -

10.5
= 2,25 (MPa)
200

.Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm Cα = 0,97
.Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc CV = 0,95
.Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền C o = 1
⇒ [σ F ] = 2,25 . 0,97 . 0,95 . 1 = 2,07 (MPa)
A=b. δ =

Ft .k đ
F .k
⇒ b= t đ
[σ F ]
δ .[σ F ]

.Trị số của hệ số tải trọng động kđ = 1,35


357,1.1,35
= 46,58 (mm)
5.2,07
Lấy b theo tiêu chuẩn ⇒ b = 50 (mm)
⇒ b=

⇒ chiều rộng bánh đai B = 60 (mm)

+Tính lực căng ban đầu.
Fo = σ o .b.δ = 1,8 . 50 . 4,5 = 405 (N)
+ lực tác dụng lên trục.
172
α
Fr = 2 . Fo . sin ( 1 ) = 2 . 405 . sin (
) = 1212 (N)
2

2

II: Thiết kế bánh răng

1: Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng với:
+ Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
Chọn độ cứng HB = 245
Giới hạn bền σ b1 = 850 (MPa)
Giới hạn chảy σ ch1 = 580 (MPa).
+ Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền σ b 2 = 750 (MPa)
Giới hạn chảy σ ch 2 = 450 (MPa).
2: Định ứng suất cho phép.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H ] = σ Ho lim .

K HL
SH

+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở σ Ho lim = 2.HB + 70
⇒ σ Ho lim 1 = 2 . 245 +70 = 560 (MPa)

σ Ho lim 2 = 2 . 230 + 70 = 530 (MPa)

+ Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ
KHL =

mH

N HO / N HE với mH là bậc của đường cong mỏi

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30.HB2.4


⇒ NHO1 = 30. 245 2, 4 = 1,6. 10 7

NHO2 = 30. 230 2, 4 = 1,39.10 7
•

 T
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NHE1 = 60.c. ∑  i
 Tmax

•

 T
n
NHE2 = 60.c. 1 .∑  i
u1
 Tmax

3


 .ni .t i


3

 ti
 .

với c ,ni,Ti,ti lần lượt là số lần ăn khớp trong
 ∑t

một vòng quay,số vòng quay, mô men xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i
của bánh răng đang xét .
NHE2 = 60.1.

(

)

705  2,5
3,5 
+ 0,6 3 . .18000 = 6,8.107
. 1.
6,07  6
6 

Vì NHE2 > NHO2 nên lấy NHE2 = NHO2 ⇒ KHL2 = 1
Tương tự ⇒ KHL1 = 1.
+ Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1
⇒ [σ H ] 1 =

560.1
= 509,1 (MPa)
1,1

[σ H ] 2

530.1

= 481,8 (MPa)
1,1

[σ H ]

=
=

[σ H ] 1 + [ σ H ] 2
2

=

509,1 + 481,8
= 495,45 (MPa)
2

- Ứng suất uốn cho phép: [σ F ] = σ Fo lim . KFL. KFC / SF
+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở σ Fo lim = 1,8.HB
⇒ σ Fo lim1 = 1,8 . 245 = 441 (MPa)

σ Fo lim 2 = 1,8 . 230 = 414 (MPa)

+ Hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng
KHL =

mH

N FO / N FE

•

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO1 = NFO2 = 4.106

•

 T
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NFE1 = 60.c. ∑  i
 Tmax

6


 .ni .t i



 T
n
NFE2 = 60.c. 1 .∑  i
u1
 Tmax

NHE2 = 60.1.

3

 ti
 .
 ∑t

(

)

705  2,5
3,5 
+ 0,6 6 . .18000 = 5,6.107
. 1.
6,07  6
6 

Vì NFE2 > NFO2 nên lấy NFE2 = NFO2 ⇒ KFL2 = 1
Tương tự ⇒ KFL1 = 1.
•

Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC = 1 do tải đặt một phía

+ Hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75
⇒ [σ F ] 1 =

[σ F ] 2

=

441.1.1
= 252 (MPa)
1,75

414.1.1

= 236,57 (MPa)
1,75

- Ứng suất quá tải cho phép.

[σ H 1 ] max = 2,8.σ ch1 = 2,8 . 580 = 1624 (MPa)
[σ H 2 ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8 . 450 = 1260 (MPa)
[σ F 1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8 . 580 = 464 (MPa)
[σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8 . 450 = 360 (MPa)
3: Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw1 = Ka . (u1 + 1) .

3

T1 .K HB .

[σ H 2 ] 2 .u1 .ψ ba

+ Theo bảng (6.5) , (6.6) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tác giả trịnh chấtlê văn uyển ta chọn Ka = 49,5
ψ ba = 0,4

ψ bd = 0,53. ψ ba .(u1 + 1) = 0,53.0,4.(6,07 + 1) = 1,499

+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng kHB = 1,05
+ Mô men xoắn truyền trên trục bánh chủ động T1 = 55539 (N.mm)
⇒ aw1 = 49,5.(6,07 + 1). 3

56622,17.1,05

= 164,29 (mm)
481,8 2.6,07.0,4


Lấy aw1 = 164 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). aw1 =1,64…3,28 (mm)
chọn môddun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
+ Xác định số răng.
Z1 =

2.a w1
2.164
=
= 18,55
m.(u1 + 1)
2,5.(6,07 + 1)

Lấy Z1 = 18 (răng)
Z2 = Z1 . u1 = 18.6,07 = 109,26
Lấy Z2 =109 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u1 =

109
= 6,06
18

• Tính lại khoảng cách trục
aw1 =

m.( z1 + z 2 ) 2,5.(18 + 109)
=
=158,75 (mm)
2
2

Lấy aw1 = 160, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 158,75 (mm)
lên 160 (mm).
• Tính hệ số dịch tâm : y =
HỆ số k y =

160 18 + 109
a w1 z1 + z 2
=
= 0,5
2,5
2
m
2

1000. y
1000.0,5
=
= 3,94
z1 + z 2
18 + 109

Tổng hệ số dịch chỉnh xt = y + ∆y
k .z

VỚI hệ số giảm đỉnh răng ∆y = x t

1000

Dựa vào gảng (6.10a) ta có k x = 0,122
⇒

∆y =

0,122.(18 + 109)
1000
= 0,015

⇒ xt = 0,5 + 0,015 = 0,515

• Hệ số DỊch chỉnh bánh 1 và bánh 2




( z − z ). y 



2
1
x1 = 0,5. xt −
 = 0,5. 0,515 −
z
+

z


1
2


(109 − 18).0,5 
= 0,157
18 + 109 

x2 = xt –x1 = 0,515-0,157 = 0,358
•

Góc ăn khớp

Cos α tw =

( z1 + z 2 ).m. cos α
2.a w1

=

(18 + 109).2,5. cos 20
2.160

= 0,9323

⇒ α tw = 21,2 o

- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
σ H = ZM.ZH.Z ε .

2.T1 .K H .(u1 + 1)
2

(bw .u1 .d w1 )

+ Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ZM = 274 (Mpa1/3)
+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =
⇒ ZH =

2. cos β b
sin 2α tw

2.1
= 1,72
sin(2.21,2)

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Zε =

4 − εα
3
1

•

1

1

1
Hệ số trùng khớp ngang ε α = 1,88 – 3,2.( z + z ) = 1,88 – 3,2.( +
)
18 109
1
2

=1,67
⇒ Zε =

4 − 1,67
= 0,88
3

+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = K Hβ . K HV . K Hα
•

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp K Hα = 1

•

•

ν H .bw .d w1
KHV = 1 + 2.T .K .K
1
Hβ
Hα

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 =

2.a w1
2.160
=
= 45,33 (mm)
u1 + 1
6,06 + 1


•

ν H = δ H .g o .V .

V=

a w1
u1

3,14.45,33.705
π .d w1 .n1
=
= 1,67 (m/s)
60000
60000

Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là8
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn δ H = 0,006
go = 73
•

Chiều rộng vành răng bw = ψ ba .a w1 = 0,4 . 160 = 64 (mm)
⇒ ν H = 0,006 . 73.1,67 .

•

. ⇒ KHV = 1 +

160
= 3,76
6,06

3,76.64.45,33
=1,094
2.55539.1,05.1

⇒ KH =1,05.1,094.1 = 1,1487
⇒ σ H = 274.1,72.0,88.
•

Tính lại ứng suất cho phép

[σ H ]
xác

2.56622,17.1,1487.(6,06 + 1)
= 445,93 (MPa)
64.6,06.45,33 2

= [σ H ] .zv.zR.KxH

Với V = 1,75 (m/s), zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính
về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Rz = 10…40 ( µm ),do

đó zR = 0,95 ; với da <700 (mm), kxH = 1
⇒ [σ H ] = 481,8.1.0,95.1 = 457,71 (MPa)

Ta có σ H = 440,93 (MPa) < [σ H ] = 457,71 (MPa) ⇒ thỏa mãn
- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF1
bw .d w1 .m

+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K Fβ .K Fα .K FV
•

Theo bảng (6.7), K Fβ = 1,12

•

Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi
tính về uốn K Fα = 1


KFV = 1 +

ν F .bw .d w1
2.T .K Fβ .K Fα

ν F = δ F .g o .V .

a w1
u1

Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn δ F = 0,016
go = 73
⇒ ν F = 0,016 . 73.1,67

KFV = 1 +

160
= 10,02
6,06

10,02.64.45,33
= 1,249
2.55539.1,05.1

⇒ KF = 1,12 . 1 . 1,249 = 1,399

+ Hệ số trùng khớp răng Yε =

1
1
=
= 0,598
εα
1,67

+ Hệ số nghiêng của răng Yβ = 1
+ Số răng tương đương
zv1 =

Z1
18
=
= 18
3
cos β
cos 3 0

zv2 =

Z2
109
=
= 109
3
cos β
cos 3 0

theo bảng (6.18) ta được YF1 = 4,03
YF2 = 3,55
•

với m = 2,5, Ys = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.

YR = 1 (bánh răng phay),KxF = 1 (da <400 mm)
Do đó [σ F 1 ] = [σ F 1 ].YR .Ys .K xF = 252.1,016.1.1 = 256,03 (MPa)

[σ F 2 ] = [σ F 2 ].YR .Ys .K xF
σ F1 =

= 236,57.1,016.1.1 = 240,36 (MPa)

2.56622,17.1,399.0,598.1.4,03
= 45,3 (MPa) < [σ F 1 ] = 256,03
64.55,33.2,5

(MPa)
σ F 2 = σ F1 .

YF 2
3,55
= 42,3 .
= 37,26 (MPa) < [σ F 2 ] = 240,36 (MPa)
YF 1
4,03


- Kiểm nghiệm răng về quá tải.
σ H 1 max = σ H . K qt với K qt =

1,7.T1
Tmax
=
= 1,7
T1
T

⇒ σ H 1 max = 440,93 . 1,7 = 749,58 (MPa) < [σ H max ] = 1260 (MPa).

σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 42,3 . 1,7 = 71,91(MPa) < [σ F 1 max ] = 464 (MPa)
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 37,26 . 1,7 = 63,342 (MPa) < [σ F 2 max ] = 360 (MPa)

- Các thông số khác của bộ truyền.
+ Đường kính vòng chia
d1 =

m.z1
2,5.18
=
= 45 (mm)
cos β
cos 0

d2 =

m.z 2
2,5.109
=
= 272,5 (mm)
cos β
cos 0

+ Đường kính đỉnh răng
da1 = d1 + 2.m.(1 + x1 - ∆ y ) = 45 + 2. 2,5.(1 + 0,157 - 0,015) = 50,71 (mm)
da2 = d2 + 2.m.(1 + x2 - ∆ y ) = 272,5 + 2. 2,5.(1 + 0,358 - 0,015) = 279,215
(mm)

+ Đường kính đáy răng
df1 = d1 – (2,5 – 2.x1) . m = 45 – (2,5 – 2.0,157) . 2,5 = 39,535 (mm)
df2 = d2 – (2,5 – 2.x2) . m = 272,5 – (2,5 – 2.0,358) . 2,5 = 268,04 (mm)
+ Đường kính lăn
 2. y 
2.0,5
d w12 = d1 + 
.45 = 45 (mm)
.d1 = 45 +
18 + 109
 Z1 + Z 2 
 2. y 
2.0,5
d w 24 = d 2 + 
.272,5 = 274,6 (mm)
.d 2 = 272,5 +
18 + 109
 Z1 + Z 2 

4: Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw2 = Ka . (u2 + 1) .

3

T .K HB .

[σ H ] 2 .u 2 .ψ ba

+ Mômen xoắn truyền trên trục bánh chủ động
T=

337078,17
T2
=
= 168539.085 (Nmm)
2
2

+ Theo bảng (6.5) , (6.6) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tác giả trịnh chấtlê văn uyển ta chọn Ka = 43

ψ ba = 0,3
ψ bd = 0,53. ψ ba .(u1 + 1) = 0,53.0,3.(3,63 + 1) = 0,74

+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng kHB = 1,2
⇒ aw2 = 43.(3,63 + 1). 3

168539,085.1,12
= 208,3 (mm)
495,45 2.3,63.0,3

Lấy aw2 = 210 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). aw2 =2,1…4,2 (mm)
chọn môđun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
+ Xác định số răng.
Chọn sơ bộ β = 35o

Z1 =

2.a w 2 . cos β
2.210. cos 35 o
=
= 29,72 ( răng)
m.(u 2 + 1)
2,5.(3,63 + 1)

Lấy Z1 = 30 (răng)
Z2 = Z1 . u2 = 30.3,63 = 108,9
Lấy Z2 =109 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u2 =
•

109
= 3,6333
30

Tính lại góc nghiêng β của răng.

cos β =

m.( z1 + z 2 )
2,5(30 + 109)
=
= 0,827
2.a w 2
2.210

⇒ β = 34,20 o

- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.


σ H = ZM.ZH.Z ε .

2.T .K H .(u 2 + 1)
2

(bw .u 2 .d w 2 )

+Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ZM = 274 (Mpa1/3)
+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =

2. cos β b
sin 2α tw

ở đây β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
⇒ tg β b = cos α t .tg β = cos (23,95).tg(34,20) = 0,621

Với α t = α tw = arctg.(

tgα
tg 20
) = arctg (
) = 23,95 o
cos β
cos 35

⇒ β b = 32,6 o
⇒ ZH =

2. cos(32,6)
= 1,507
sin(2.23,95)

• Hệ số trùng khớp dọc
•

ε β = bw .

sin 34,20
sin β
sin β
= ψ ba .a w 2 .
= 0,3.186.
= 4,077
3,14.2,5
π .m
π .m

⇒ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Zε =

1
=
εα

1
= 0,839

1,418

Trong dó hệ số trùng khớp ngang

1

1 
1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2. +  . cos β = 1,88 − 3,2. +  .0,819 =1,418
 28 94 

 z1 z 2 


+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = K Hβ . K HV . K Hα
•

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp K Hα = 1,13

•

•

ν H .bw .d w 2
KHV = 1 + 2.T .K .K
Hβ
Hα

đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw2 =
ν H = δ H .g o .V .

a w2
u2

2.a w 2
2.186
=
= 85,32 (mm)
u 2 + 1 3,36 + 1


V=

3,14.85,32.116
π .d w2 .n 2
=
= 0,517(m/s)
60000
60000

Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn δ H = 0,002
go = 73
• Chiều rộng vành răng bw = ψ ba .a w1 = 0,3 . 210 = 60 (mm)
Lấy bw = 60
⇒ ν H = 0,002 . 73.0,517 .

• . ⇒ KHV = 1 +

210
= 0,562
3,63

0,562.60.85,32
=1,0067
2.166072,65.1,07.1,13

⇒ KH =1,0067.1,07.1,13 = 1,22
⇒ σ H = 274.1,507.0,839.

2.168539.085 .1,22.(3,63 + 1)
= 412,5(MPa)
60.3,63.85,32 2

- Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ H ]

= [σ H ] .zv.zR.KxH

Với V = 0,517 (m/s) < 5 (m/s), zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn
cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 (
µm ),do đó zR = 0,95 ; với da <700 (mm), kxH = 1
⇒ [σ H ] = 495,45.1.0,95.1 = 470,67 (MPa)

Như vậy σ H = 412,5 (MPa) < [σ H ] = 470,67 (Mpa) ⇒ Thỏa mãn
- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF1
bw .d w 2 .m

+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K Fβ .K Fα .K FV
•

Theo bảng (6.7), K Fβ = 1,24

•

Theo bảng (6.14),với V < 2,5 (m/s) cấp chính xác là 9, K Fα = 1,37
KFV = 1 +

ν F .bw .d w 2
2.T .K Fβ .K Fα


ν F = δ F .g o .V .

a w2
u2

⇒ ν F = 0,006 . 73.0,517 .

KFV = 1 +

210
= 1,72
3,63

1,72.60.85,32
= 1,016
2.168539.085.1,07.1,37

⇒ KF = 1,07 . 1,37. 1,016= 1,489

+ Hệ số trùng khớp răng Yε =

1
1
=
= 0,71
εα
1,418

+ Hệ số trùng nghiêng của răng Yβ = 1 -

β
35
=1= 0,75
140
140

+ Số răng tương đương
zv1 =

Z1
30
=

= 53,02
3
3
cos β
cos 34,20

zv2 =

Z2
109
=
= 192
3
cos β
cos 3 34,20

Theo bảng (6.18) ta được YF1 = 3,65 , YF2 = 3,6
Với m = 2,5, Ys = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.
YR = 1 (bánh răng phay),KxF = 1 (da <400 mm)
Do đó [σ F 1 ] = [σ F 1 ].YR .Ys .K xF = 252.1,016.1.1 = 256 (MPa)

[σ F 2 ] = [σ F 2 ].YR .Ys .K xF
σ F1 =

= 236,57.1,016.1.1 = 240,35 (MPa)

2.168539.085.1,489.0,71.0,75.3,65
= 123,6(MPa) < [σ F 1 ] = 256 (MPa)
60.85,32.2,5

σ F 2 = σ F1 .

YF 2
3,6
= 123,6.
= 104,34 (MPa) < [σ F 2 ] = 240,35 (MPa)
YF 1
3,65

- Kiểm nghiệm răng về quá tải.
σ H 1 max = σ H . K qt với K qt =

1,7.T1
Tmax
=
= 1,7
T1
T

⇒ σ H 1 max = 393,45 . 1,7 = 668,865 (MPa) < [σ H max ] = 1260 (MPa).

σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 123,6. 1,7 = 210,12 (MPa) < [σ F 1 max ] = 464 (MPa)


σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 104,34. 1,7 = 177,37 (MPa) < [σ F 2 max ] = 360 (MPa)

- Các thông số khác của bộ truyền.
+ Đường kính vòng chia d1 =
d2 =

2,5.30
m.z1
=
= 90,68 (mm)
cos 34,20
cos β

2,5.109
m.z 2
=
= 329,47 (mm)
cos 34,20
cos β

+ Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2.m = 90,68 + 2. 2,5 = 95,68 (mm)
da2 = d2 + 2.m = 329,47 + 2. 2,5 = 334,47 (mm)
+ Đường kính đáy răng df1 = d1 – 2,5 . m = 90,68 – 2,5.2,5 = 84,43 (mm)
df2 = d2 – 2,5 . m = 329,47 – 2,5.2,5 = 323,22 (mm)
+Đường kính lăn
 2. y 
2.0
d w 23 = d 1 + 
.90,68 = 90,68 (mm)
.d 1 = 90,68 +
30 + 109
 Z1 + Z 2 
 2. y 
2.0,7
d w36 = d 2 + 
.329,47 = 329,48

.d 2 = 329,47 +
30 + 109
 Z1 + Z 2 


Bảng số liệu.

Các thông số

Bộ truyền bánh răng

Bộ truyền bánh răng

thẳng

nghiêng

160

210

2,5

2,5

64

60

0

34,2

Khoảng cách trục
a w (mm)

Môđun
m
Chiều rộng vành
răng bw (mm)
Góc nghiêng của
răng β
Số răng bánh răng
(Z1,Z2)
Hệ số dịch chỉnh
(x,y)
Đường kính vòng
chia (d1,d2)
Đường kính đỉnh
răng (da1,da2)
Đường kính đáy
răng
(df1,df2)

18

109

30

109

0,157

0,0,358

0

0

45

272,5

90,68

329,47

50,71

279,215

95,68

334,47

39,535

268,04

84,43

323,22


PHẦN III : Thiết kế trục
1: Chọn vật liệu chế tạo trục.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có
Độ cứng HB = 200
Giới hạn bền σ b = 850 (Mpa)
Giới hạn chảy σ ch = 340 (MPa)
ứng suất xoắn cho phép [τ ] = 15…30 (MPa) chọn [τ ] = 20 (MPa)
2:Tính toán trên các trục
A : Tính sơ bộ đường kính các trục.
- Đường kính trục I
chọn [τ ] = 15 (MPa)
d1 =

3

T1
=
0,2.[τ ]

3

55539
= 26,45 (mm)
0,2.15

Lấy d1 = 26 (mm)
- Đường kính trục II
chọn [τ ] = 20 (MPa)
d2 =

3

T2
=
0,2.[τ ]

3

332145,3
= 43,62 (mm)
0,2.20

Lấy d2 = 44 (mm)
- Đường kính trục III
chọn [τ ] = 30 (MPa)
d3 =

3

T3
=
0,2.[τ ]

3

1187482,8
= 68,27 (mm)
0,2.30

Lấy d1 = 68 (mm)
Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường kính trục
động cơ điện
B: Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lưc.
- Theo bảng (10.2) ta chọn Chiều rộng ổ lăn là bo = 25 (mm)
- Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng
+ lm1 = (1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).26 = 31…39 (mm)
chọn lm11 = 32 (mm) ;
lm12 =39 (mm)
+ lm2 = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).44 =52,8 …66 (mm)
chọn lm23 = 57(mm) ;
lm24 = 65 (mm) ;
+ lm3 = (1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).68 = 69,6…87 (mm)

lm25 = 59(mm)


chọn lm36 =70 (mm) ;

lm37 = 72 (mm)

- Tính khoảng cách sơ bộ giữa các đoạn trục
+Theo bảng (10.3) ta chọn
Tên gọi
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông

lm38 = 80 (mm)

Ký hiệu và giá trị
k1 = 10
K2 = 8
K3 = 10
hn = 18

+ Trục II
l22 = 0,5.( lm23 + bo) + k1 + k2 = 0,5.(57 +25) + 10 + 8 = 59 (mm)
l23 = l22 + 0,5.( lm23 + lm24 ) + k1 = 59 + 0,5.(57 + 65) + 10 = 130 (mm)
l24 = 2.l23 - l22 = 2.130 – 59 = 201 (mm)
l21 = 2.l23 = 2.130 = 260 (mm)
+ Trục I
l13 = l23 = 130 (mm)
l11 = l21 = 260 (mm)
l12 = 0,5.( lm11 + bo) + k3 + hn = 0,5.(32 + 25) + 10+ 18 = 52 (mm)
+ Trục III
l32 = l22 = 59 (mm)
l33 = l24 = 201 (mm)
l34 = l21 = 260 (mm)
lC31 = 0,5.( lm38 + bo) + k3 + hn = 0,5.( 80 + 25) +18 +10 = 80,5 (mm)
l31 = l34 + lC31 = 260 + 80,5 = 340,5 (mm)
C : Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục
∗ Trục I
- Tính lưc tác dùng lên trục I

+ Lực Fr từ bánh đai tác dụng lên trục I hợp với phương x một góc α = 70 o
Phân tích Fr thành 2 thành phần
⇒ Fx11 = Fr . cos70 = 872.cos70 = 298 (N)
FY11 = Fr . sin70 = 872.sin70 = 819 (N)
+ Tính Lực tác dụng lên bánh 2.


r12

• Fx12 = r . cq1 .cb12 .Ft12
12
Vị trí đặt lực bánh 2 là dương ⇒ r12 =

46
d w12
= 23
=
2
2

Bánh 2 là bánh chủ động do đó cb 12 = 1
Trục 1 quay ngược chiều kim động hồ nên cq 1 = 1
Bánh răng trụ răng thẳng nên hr12 = 0
Ft12 =
⇒ Fx12 =

•

2.T1
2.56622,7

=
= 2415 (N)
d w12
46

23
.1.1.2415 = 2415(N)
23

− r12
tgα tw
tg 21,2
FY12 = r . Ft12 .
= -1.2415.
= -937 (N)
cos β
cos 0
12

• FZ12 = 0
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
• Tính lực tác dụng lên các gối đỡ
+ Trong mặt phẳng yoz





Phương trình lực : FY 11 + FY 12 + FlY 10 + FlY 11 = 0
⇒ FY11 - FY12 + FlY10 + FlY11 = 0

Phương trình mô men : ∑ M ( A) = FY11. l12 + FY12. l13 - FlY11. l11 = 0
⇒ FlY10 = -541 (N)
Fl Y11 = 659 (N)
+ Trong mặt phẳng xoz





Phương trình lực : Fx11 + Fx12 + Fl x10 + Fl x11 = 0
⇒ Fx11 + Fx12 – Flx10 - FlY11 = 0
Phương trình mô men : ∑ m( A) = Fx11. l12 - Fx12. l13 + Flx11. l11 = 0
⇒ Flx10 = 1575 (N)
Fl x11 = 1138(N)
⇒ Lực tổng tại các gối đỡ là
Flt10 = Fl X2 10 + FlY210 = 1575 2 + 5412 = 1665 (N)
Flt11 = Fl X2 11 + FlY211 = 1138 2 + 659 2 =1315 (N)
• Tính mô men tại các gối đỡ và bánh răng
+ Trong mặt phẳng yoz
MX1D = MX1B = 0
MX1A = FlY11. l11 - FY12. l13 = 659.260 – 937.130 = 49530 (Nmm)
MX1C = FlY11. (l11 - l13) = 659. (260 - 130) = 85670 (Nmm)
+ Trong mặt phẳng xoz
MY1D = MY1B = 0
MY1A = FX11. l12 = 298 . 53 = 15794 (Nmm)


MY1C = FlX11. (l11 - l13) = 1138. (260 - 130) = 147940 (Nmm)

⇒ momen tương đương tại các tiết diện là

Mtd1A = M X2 1 A + M Y21 A + 0.75.T12 = 49530 2 + 15794 2 + 0,75.56622,7 2
= 70000 (Nmm)
Mtd1C = M X2 1C + M Y21C + 0.75.T12 = 85670 2 + 147940 2 + 0,75.56622,7 2
=177500 (Nmm)
Mtd1D = 0.75.T12 = 0,75.56622,7 2 = 48098(Nmm)
Mtd1B = 0
- Áp dụng công thức 10.17 ( TT-TKHDĐCK ):Đường kính các đoạn trục là
dj =

3

M tdj

0,1.[ σ ]

[ σ ] - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. tra bảng 10.5 ( TT-TKHDĐCK )

⇒ [σ ]

= 67 (MPa)
+ Tại tiết diện A-A
d1 A ≥ 3

M td 1 A
=
0,1.[σ ]

3

71356
= 22 (mm)
0,1.67

M td 1D
=
0,1.[σ ]

3

48098
= 19,29 (mm)
0,1.67

+ Tại tiết diện D-D
d 1D ≥ 3

+ Tại tiết diện C-C
d1C ≥ 3

M td 1C
=
0,1.[σ ]

3

177500
= 29,8 (mm)
0,1.67

Xuất phát từ các yêu càu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các
đoạn trục như sau :
d1D = 24 (mm)
d1A = 25 (mm)
d1C = 36 (mm)
d1B =25 (mm)
- Xác định then và kiểm nghiệm độ bền của then..
Ta có đường kính vòng lăn bánh răng trụ răng thẳng chủ động là 39,535 ma đường
kính của trục một tại vị trí lắp bánh răng là 36 nên ta chọn chế tạo bánh răng đồng
trục .và không sử dung ghép then .
-Xác định điều kiện bền dập: áp dụng công thức 9.1 ( TT-TKHDĐCK)
Với [ σ d ] ứng suất dập cho phép: tra bảng 9.5 (TT-TKHDĐCK) [ σ d ] = 100 ( MPa)


σd =

2.TI
≤ [ σ d ] = 100 (MPa)
d .ltI . ( hI − t I 1 )

+Tại tiết diện D-D
Với ltI1 = (0,8…0,9).lm11 = (0,8…0,9).32 = 25,6…28,8 chọn ltI1 = 29(mm)
⇒ σd =

2.56622.7
= 53 ≤ [σ d ] = 100 (MPa)
24.29.(8 − 5)

(Thỏa mãn điều kiện)
+Tại tiết diện C-C

Với ltI2 = (0,8…0,9).lm12 = (0,8…0,9).39 = 31…35chọn ltI2 = 35(mm)
⇒ σd =

2.56622,7
= 29,38 ≤ [σ d ] = 100 (MPa)
36.35.(8 − 5)

(Thỏa mãn điều kiện)
- Xác định điều kiện bền cắt: áp dụng công thức 9.2 ( TT-TKHDĐCK)
[ τ c ] ứng suất cắt cho phép [ τ c ] = 20...30 ( MPa)
τc =

2.TI
≤ [τc ]
d .ltI .bI

+Tại tiết diện D-D
τC =

2.T1
2.56622,7
=
= 8,57 (MPa) ≤ [τ C ] = 40…60 (MPa)
d1D .l tI 1 .bI
24.54.10

(Thỏa mãn điều kiện)
+Tại tiết diện C-C
τC =

2.T1
2.56622,7
=
= 6,05 (MPa) ≤ [τ C ] = 40…60 (MPa)
d1C .ltI 2 .bI
36.54.10

(Thỏa mãn điều kiện)
- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện
nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
sj =

sσ j .sτ j
sσ2 j + sτ2 j

≥ [ s]

Trong đó:
• [ s ] - hệ số an an toàn cho phép, thông thường [ S ] = 2.5…3
• sσ j - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất pháp tại tiết diện :
σ −1
sσ j =
Kσ dj .σ aj +ψ σ .σ mj
σ −1 - giới hnaj mỏi uốn với chu kì đối xứng. Vì vật liệu thép chế tạo trục ban đầu chọn
là thép 45 do vậy σ −1 = 0,436.σ b = 0,436 . 850 = 371 (MPa)
σ aj , σ mj - biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j
Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: