Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí nôi dung thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư khí

MỞ ĐẦU !
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương
trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở
về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học
môn Chi tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu
máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi
tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết
máy,Chế tạo phôi,dung sai….
Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ
biến đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng
của máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và
cố gắng hoàn thành đồ án môn học này.
Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:
_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc.
_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục.
_ Cách xác định thông số của then.
_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và
các chi tiết có liên quan.
_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh
_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia
truyền động

1


PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
I.Chọn động cơ:
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ :
Trong đó :

Pct =

F .v
1000

Pyc = Ptd =

.Pct



(KW)

(KW)

Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).
⇒Pct = 2500 ⋅ 0,6 = 1,5 (KW)
1000

k

 : là hiệu suất truyền động :  = ∏i =1i =  kn . ol .br . x
m

1 3 1 1

Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :
 x = 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở.
 kn = 1 Hiệu suất khớp nối.

 ol = 0,992 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín.
 br = 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.
⇒ = 1 . 0,9923 . 0,92 . 0,97 = 0,8711
⇒Pyc =

1,5
= 1,722
0,8711

(KW)

1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :
nsb = nct.Usb
Trong đó nct : là tốc độ của bộ phận công tác

Usb = Usbh . Usbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống.
Với Usbng = Ux < 2,5 ⇒ chọn Ux = 2,0 .
Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng
trụ: Usbh = 4.
⇒Usb = 4 . 2,0 = 8,0. ⇒ nsb = nct.Usb = 79,12 . 8,0= 632,96 (vòng/phút).
Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nđb = 750(vòng/phút).
1.3. Chọn động cơ.
Ta chọn động cơ thoả mãn : Pđc ≥ Pyc (KW) ,
nđc ≈ nđb (vòng/phút).
Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu :
4A112MA8Y3 , với các thông số :
+Công suât động cơ: Pđc = 2,2 KW.
+Vận tốc quay: n = 705 (vòng/phút)

2

+% = 76,5.
+Cos ϕ = 0,71.
T max

+ Tdn
+

= 2,2

;

TK = 1,8
Tdn

.

II. Phân phối tỷ số truyền.

1730705
= 8,91.
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : U c = ndc =

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : Ux = 2,30.

nct

79,12

⇒U br = U c = 8,91 = 3,87.
U x 2,30

Vậy ta có:

Uc = 8,91.
Ux = 2,30.
Ubr = 3,87.

III. Xác định các thông số trên các trục :
3.1 Số vòng quay.
Số vòng quay trên trục động cơ là: ndc = 705 (vòng/phút).
Số vòng quay trục I :
n1=ndc=705 (vòng/phút).
Số vòng quay trục II:

n1 705

n2 = ubr= 3,87 =182,2 (vòng/phút).
*

n2 182, 2

Số vòng quay trên trục công tác: n ct = u x = 2,30 =79,2 (vòng/phút).
3.2 Công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác:
Công suất trên trục II:

Pct =1,5 (KW).

Pct
1,5
P2= ol.x = 0,92.0,992 =1,64 (KW).

P2
1,64
P1= ol.br= 0,992.0,97 =1,70 (KW).
P1 = 1,70 = 1,72
(KW).
Công suất thực của trục động cơ: Pdc* =
0,992.1
ηol .η kn

Công suất trên trục I:

3.3 Tính momen xoắn trên các trục.
Áp dụng công thức :

Pi

Ti=9,55.106. ni ta có:

3


Mô men xoắn trên trục động cơ :
Pdc

6

1,72

Tđc = 9,55. 106. ndc= 9,55.10 . 705 = 23299 (N.mm).
Mô men xoắn trên trục I:
9,55.10 6.

1
1, 70
= 23028
= .9,55.10 6.
705
n1 2
P1

T 1=
Mô men xoắn trên trục II:
6

P2

6

(N.mm).

1,64

T2 = 9,55.10 . n 2= 9,55.10 .182,2 = 85960 (N.mm).
Mô men xoắn trên trục công tác:
Tct = 9,55. 106.

Pct = 9,55.10 6.
n ct

1,5
= 181054 (N.mm).
79,12

3.4 Bảng thông số động học.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
Trục
Thông số
T.S truyền
Động cơ
I
II
Công tác
Trục
Thông số

PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thông số ban đầu:
P2=1,64 KW;
n2=182,2 vòng/phút ;
T2=85960 N.mm ;
ux=2,3;
 =0.

4

1.1Chọn loại xích.
Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống
con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế
tạo nó không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật.
1.2.Chọn số răng đĩa xích.
Với ux=2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:
Z1 = 29-2. ux=29-2.2,3 = 24,4> Zmin =19.
Chọn Z1 = 25 (răng)
Số răng đĩa xích lớn: Z2 = ux.Z1 =2,3.25 = 57,5< > Zmax =120.
Chọn Z2 = 57 (răng).
1.3.Xác định bước xích p.
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:
Pt= P.k.kn. .kz ≤ [P].
Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=1,64 KW.
+kn:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ
là:
n01=200 (vòng/phút) → kn=n01/n1=200/182,2 = 1,1.
Z 01 25

+ kz:Là h s răng : kệ ố
z =
125 ==Z
1
+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó:
kđ: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đạp nhẹ, nên ta chọn kđ = 1,35.
k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích
trùng với phương ngang. Nên k0 = 1.
ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn

a = 38.p; suy ra ka = 1.
kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một
trong các đĩa xích. Nên kđc = 1.
kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi,
bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt =1,3.
kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)
⇒k = 1. 1. 1. 1,35. 1,3. 1,25 = 2,19375.
Như vậy ta có : Pt = 1,64.1,1.1.2,19375= 3,958 kW
Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có:
bước xích :
p = 19,05 mm ;
đường kính chốt : dc=5,96mm ;
chiều dài ống : B=17,75 mm ;
công suất cho phép : [P]=4,80 kW.
Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt ≤ [P]=4,80 kW

5


Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < pmax
1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.19,05=723,9 mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích:

Lấy số mắt xích chẵn : Xc =118.
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:

a*=

0,25. p X c − 0,5( Z 2 + Z1 ) +

[ X c − 0,5( Z1 + Z 2 )]

2

− 2.

2

Z − Z1

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
∆ a = 0,003. a* = 0,003. 727=2,181 mm
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - ∆ a= 727 – 2,181 = 724,819 (mm).
Chọn a = 725 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i=

Z1.n1
15.X

=

25 . 182, 2
= 2,57
15.118

< imax=35 (bảng 5.9).

1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.

Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu
va đập khi vận hành)
Q
= dk t.F 0+ Fv + F ≥

Theo công thức (5.15) : S
[S]
Trong đó
Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q1 = 1,9 kg ;
Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2
Ft –lực vòng ;
v=

Z 1 Pn1
60000

= 25.19,05.182,2/60000=1,45 m/s

Ft =1000P/v = 1000.1,64/1,45 = 1131 N
Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 1,9. 1,452 = 3,995 N
F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 725.0,001 = 81.08 N
(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)

6


Do đó: S

Q

31800
= kd t.F 0+ F0 + F = 1, 2.1131 + 81,08 + 3,995 = 22, 05

⇒S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
1.6 Xác định thông số của đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vòng chia:
p

19,05

d1 = sin ( 180 / Z ) 1= sin ( 180 / 25) = 151,99 mm
p

19, 05

d2 = sin ( 180 / Z2) = sin ( 180 / 57) = 345,81 mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 160,32 mm
da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/57)] = 354,81 mm
Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm
Với dl = 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
df1 = d1- 2r = 151,99 – 2.6,03 = 139,93 (mm)
df2 = d2- 2r =345,81- 2.6,03 = 333,75 (mm)
-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (5.18) :
⌠ H1= 0,47

K r .( Ft .K d + Fvd ).E
. ≤ [⌠H1 ]
A.k d

Trong đó:
[⌠H1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có
[⌠H1]=600 Mpa
Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.182,2.19,053.1 = 1,638N
Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (bảng 5.6)
kđ=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,42 (vì Z1 =25 )
Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con
lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa
⇒⌠

H1

= 0,47 0,42.(1131.1,35 + 1,638).

2,1.10 5
=530 MPa
106.1

⇒⌠H1 <[⌠H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .

7

Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh
hưởng của số răng đến đĩa xích Kr=0,23 (vì Z2 =57) Ta có:

Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc
1.7 Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):
Fr = kx.Ft ; trong đó:
kx :hệ số xét đến tải trọng của xích
kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );
Fr = 1,15.1131= 1300,65 (N).
1.8.Các thông số của bộ truyền xích :
P2=1,64 KW;
n2=182,2 vòng/phút ;
T2=85960 N.mm ;
ux=2,3;
 =0.
Thông số
Kí hiệu
Giá trị
Loại xích
Xích ống con lăn
Bước xích
p
19,05 mm
Số mắt xích
x
118

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG.
Thông số đầu vào:

P = PI = 1,70 (KW)

8


T1 = TI = 23028 (N.mm)
n1 = nI = 705 (vòng/phút)
u = ubr = 3,87
Lh = 22000 (giờ)
2.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB ≤ 350, bánh
răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập 1 ta có:
Với HB1 ≥ HB2 + (10 15)
Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: thường hoá
+Độ rắn: HB=170…217
+Chọn HB2=190
+Giới hạn bền: ⌠ b 2 = 600MPa.
+Giới hạn chảy: ⌠ ch 2 = 340MPa.
Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+Độ rắn: HB=192…240
+Chọn HB1=200
+Giới hạn bền: ⌠ b1 = 750MPa.
⌠ ch1 = 450MPa
+Giới hạn chảy:
2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
theo công thức 6.1 và 6.2:
[⌠ H ] = (⌠ 0 H lim S H ).Z R .Z v .K xH .K HL

[⌠ F ] = (⌠ 0 F lim S F ).YR .Ys .K xF .K FL

Trong đó:
ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:
Z R .Z V .K xH = 1

YR .YS .K xF = 1

SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ
động: SH1=1,1; SF1=1,75.
Bánh bị động: SH2=1,1; SF2=1,75.

9


⌠ 0 H lim ;⌠ 0 F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở

Ta có
+Bánh chủ động:

⌠ 0 H1 lim = ⌠ 0 H 3 lim = 2.HB1 + 70 = 2.200 + 70 = 470(MPa)
⌠ 0 F1 lim = ⌠ 0 F3 lim = 1,8.HB1 = 1,8.200 = 360(MPa)

+Bánh bị động:

⌠ 0 H 2 lim = ⌠ 0 H 4 lim = 2.HB2 + 70 = 2.190 + 70 = 450(MPa)
⌠ 0 F2 lim = ⌠ 0 F4 lim

= 1,8.HB2 = 1,8.190 = 342(MPa) .

KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:
K HL = mH
K FL = mF

N HO
N HE
N FO
N FE

mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6.
NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
N HO = 30.H HB2, 4
→N HO1 = 30.200

2, 4

= 9,99.10 6.

N HO2 = 30.190 2, 4 = 8,83.10 6.

NFO=4.106.
NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Do tải trọng tĩnh nên ta có:
NHE = NFE =60.c.n.  ti
Trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
n- vận tốc vòng của bánh răng
Lh=  ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)
Lh=22000 (giờ).
Ta có: NHE1 = NFE1 =60.c.n1.Lh= 60.1.705.22000 = 930,6. 107
NHE2 = NFE2 =60.c.n2.Lh= 60.1.705/3,84.22000 = 24,2. 107
Do:
NHE1 = 930,6. 107 > NHO1 = 9,99. 106 Suy ra KHL1 = 1
NHE2 = 24,2. 107 > NHO2 = 8,83. 106 Suy ra KHL2 = 1
NFE1 = 930,6. 107 > NFO1 = 9,99. 106 Suy ra KFL1 = 1

10


NFE2 = 24,2. 107 > NFO2 = 8,83. 106 Suy ra KFL2 = 1
Do đó, ta có:
[⌠ H 1 ] =470/1,1.1.1=427,3 MPa
[⌠ H 2 ] =450/1,1.1.1=409,1 MPa
[⌠ F1 ] =360/1,75.1.1=205,7 MPa
[⌠ F 2 ] =342/1,75.1.1=195,4 Mpa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra:
[⌠ H ] =( [⌠ H 1 ] + [⌠ H 2 ] )/2=(427,3+490,1)/2=418,2 ( MPa).
2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải
[⌠ H ] max = 2,8. max(⌠ ch1 , ⌠ ch2) =2,8. ⌠ ch1 = 2,8.400 = 1260 (Mpa)
[⌠ F ] 1max = 0,8 ⌠ ch1=0,8.450= 360 ( Mpa)
[⌠ F ] 2max = 0,8 ⌠ ch2=0,8.340=272 (Mpa)
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Theo công thức (6.15a):
a w = k a .(u + 1).3

T1 .k H
[⌠ H ]2 .u. ba

T1 là mômen xoắn trên trục chủ động. T1 = TI = 23028 (N.mm)
[⌠ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép. [⌠ H ] = 418,2 ( MPa).

Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43
 ba -hệ số chọn theo bảng 6.6:  ba = 0,3  0,5 .chọn  ba =0,3
Chọn theo bảng 6.7 với  bd = 0,5. ba .(u + 1) =0,5.0,3.(3,87+1)=0,7305
k H - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với
 bd =07305,, và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được:
K H

= 1,03 ; K F = 1,05

⇒aw = 43.(3,87 + 1).3

23028.1,03
(418,2) 2 .3,87.0,3

= 102[mm].

Chọn aw=105 (mm).
2.4 Xác định các thông số ăn khớp.
2.4.1.Xác định môđun pháp m:

m = (0,01  0,02) aw= 1,05  2,1
Chọn m = 1,5.
2.4.2.Xác định số răng.

11


Chọn sơ bộ góc nghiêng  =140.Suy ra cos  =0,970296
Công thức 6.31 ta có:
Số răng bánh nhỏ:
Z1 =

2 .aw. cos  = 2.105.0,970296 = 27,89
1,5(3,87 + 1)
m .(u + 1)

Chọn Z1=28 (răng)
Số răng bánh lớn
Z 2 = u.Z1 =3,87.28=108,36 (răng)
Chọn Z2= 107 (răng)
Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=107/28= 3,821
Sai lệch tỷ số truyền ∆ U =

ut − u .100% = 3,821 − 3,87
100% = 1,27% .
3,87
u

Vì ∆ U = 1,27%< 4% , suy ra thoả mãn.
2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng.

Tính lại góc 
cos  =

m .(Z1 + Z 2 ) 1,5.(28 + 107)
=
2.a w

= 0,964
2.105

→ =15021’ (thỏa mãn )

Góc ăn khớp αtw

tg〈
cos 

tg 20
= arctg

0
o

cos15 21'

= 20 40'.

Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở
tg b = cos〈 t .tg
→ b = aarct (cos(20 0 40' ).tg (150 21' )) = 0,257

→ b = 14 0 24'.

2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 3,821
Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng:
dw1=2aw(ut+1) = 2.105/(3,821+1)=43,56( mm)
dw2=2aw - dw1= 166,44 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng:
v=πdw1n1/60000 = 3,14.43,56.705/60000= 1,6 (m/s)
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,6 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta đựoc cấp
chính xác của vbộ truyền là: CCX=9.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9
+HB<350
+v= 1,6 (m/s)

12


Nội suy tuyến tính ta được:
KHv= 1,02
KFv= 1,055
Chọn : Ra = 2,5 ...1,25 (∝m) ⇒ ZR = 0,95.
HB<350 , v= 1,6 (m/s) <5 m/s; suy ra ZV = 1.
với da = dw2 = 166,44 (mm)< 700mm suy ra KxH=1
Chọn YR= 1
YS= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(1,5)= 1,05
Với CCX=9, v= 1,6 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được:
K H〈 =1,13
K F〈 =1,37
Hệ số tập trung tải trọng: K H = 1,03 ; K F = 1,05(chọn ở mục 2.3).

2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Công thức 6.33:
⌠ H = Z M .Z H .Z ∑ .

2.T1.K H .(u + 1)
b.ut .d w1

2

≤ [⌠ H ].

ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3 .
ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z H = 2.cos  b / sin 2〈 tw
ZH =
.

2. cos 14024 '

sin( 2.20040')

= 1,71

Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng
khớp dọc ∑  tính theo công thức:
bw1. sin 
; với bw là bề rộng vành răng.
m.

bw =  ba .aw = 0,3.105 = 31,5.
∑ =

31,5 . sin 15021'
= 1,77 > 1.
1,5.

Khi đó theo công thức (6.36c):
Z∑ =

1
∑〈 .

và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:

13


z1

−

z2

28 107

= 1,795.

−

1
→ = 0,746.
1,79
5
Z

∑

=

KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
K H = K H .K H〈 .K Hv .

K H = 1,13.1,03.1,02 = 1,187.

Thay vào ta được:
⌠H =

2 . 23028 . 1,187 .

(3,821 + 1)
274.1,
31,5.3,821.
43,56 2
71.0,7

= 375,48[MPa]

46.

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho
phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính
theo công thức
[⌠ H ] = [⌠ H ]m12 .Z R .Z v .K xH

=418,2.0,95.1.1=379,29 MPa

Ta thấy ⌠ H< [⌠ H ] và( [⌠ H ] - ⌠ H ).100%/ [⌠ H ]
=1%<10%
do vậy bánh răng đủ bền.
2.6..2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức :
2 .T1. .K F .Y∑ .Y .YF 1

⌠

F

F

⌠ F1YF2

bw .d w1.m
YF1

⌠


≤ [⌠

]

F1

trong đó

1 1
Y=
= 0,557 (hệ số kể đén
∑ 1,
〈

7
9
5

sự trùng khớp, với εα
là hệ số trùng khớp
ngang).

1

Y=
0

1

1−
4

0

1 11

= 0,89 (hệ số
50
2 độ nghiêng
1'
răng).
1
4
0

kể đến
của

- hệ số
dạng răng của
bánh 1 và 2 phụ
thuộc vào số
răng tương
đương
YF ,YF
1

2

Z 2
Z = = 31.
8

1
3

3

Z
2

YF1 =

1

3,80.

≤ [⌠ F2 ]

0YF2 =

14

73,60.
3

Tra
bảng
6.18,
với

hệ
Z v số

=
2

dịch

chỉnh
x=0,
ta
có: {

cos 15021'

cos 
cos 

=

cos3 15021'

= 119

.

= 1,88 − 3,2


K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K F = K F .K F〈 .K Fv

.

K F = K F .K F〈 .K Fv = 1,37.1,055.1,05 = 1,518

Vậy:
⌠F =
1

Và:

2 . 23028 . 1,518 . 0,557 . 0,89 . 3,80
31,5.43,56.1.5

63,99 . 3, 60
3,80

⌠F =
2

= 63,99[MPa]

= 60,62[MPa]

Do : ⌠F1=63,99MPa < [⌠F1]1 = 215,985 Mpa;
⌠F2=60,62MPa < [⌠F2]2 = 205,17 Mpa
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
⌠ H max = ⌠ H . k qt ≤ [⌠ H ]max .

Tmax

- hệ số quá tải : k qt = T dn = 2,2

k qt

→

⌠ H max = 375, 48. 2, 2 = 556,9MPa ≤ [⌠ H ]max = 1260[MPa]

Ứng suất uốn cực đại
⌠F

1

⌠F

2

max

= ⌠ F .kqt = 63,99.2, 2 = 140, 77[MPa] ≤ [⌠ F ]max = 360[MPa].

max

= ⌠ F .k qt = 60,62.2,2 = 133,364[MPa] ≤ [⌠ F 2 ]max = 272MPa].

1

1

2

2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:
- Đường kính vòng chia :

1,5.28
m.z1 =
= 43,55[mm]
cos15o 21'
cos 
1,5.107
m .z2
=
= 169,44[mm]
d2 =
cos15o 21'
cos 
d1 =

- Đường kính đỉnh răng :

d a1 = d1 + 2.m = 43,55 + 2.1,5 = 43,55mm
d a2 = d 2 + 2.m = 166,55 + 2.1,5 = 166,44mm

-Đường kính vòng cơ sở:
db1=d1cosα=43,55.cos200=40,92 mm
db2=d2cosα=166,44.cos200=156,40 mm

15

-Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (43,55+166,44)/2= 104,995 (mm)
-Đường kính chân răng : d f 1 = d1 − 2,5.m = 43,55 − 2,5.1,5 = 39,8mm
d f 2 = d 2 − 2, 5.m = 169, 44 − 2,5.1,5 = 162,8mm

2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:
Thông số
Kí hiệu
Giá trị
Khoảng cách trục chia
a
104,995 mm
Khoảng cách trục
aw
105 mm
Số răng
Z1
28 răng
Số răng
Z2
107 răng
Đường kính vòng chia
d1
43,55 mm
Đường kính vòng chia
d2
166,44 mm
Đường kính chân răng
df1
39,8 mm

Đường kính chân răng
df2
162,8 mm
Đường kính vòng lăn
dw1
43,56 mm

16


III. CHỌN KHỚP NỐI
3.1. Mô men xoắn cần truyền.
T=Tđc =23,299Nm;
Mômen tính Tt=k.T=1,2.23,299=27,9588 Nm.
Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)
Chọn k= 1,2
Tra bảng phụ lục P1.7 với động cơ 4A112MA8Y3 ta có :
dđc= d1= 32 mm.
Đường kính trục cần tính: dt= dđc=32 mm
Tra bảng B16.10./68 với: Tt =27,9588 Nm < Tkncf
dt= 32 mm < d kncf
ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :
Thông số
Kí hiệu
Giá trị
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được
cf

Tkn

125 N.m
Đường kính lớn nhất có thể có của trục
nối
cf

d kn

32 mm
Số chốt
z
4 chốt
Đường kính vòng tâm chốt
D0
3.2. Chọn vật liệu:
Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi
bằng caosu.
ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2)
ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2)
3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:

17


2.K .Tx
Z .D0lv d c

2.1,2.23,299.10 3
4.90.14.28

3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:

; thoả mãn.
K .Tx cl
⌠
0,1.Zdc3.D0

3
3

3.5. Lực tác dụng lên
trục.
Fkn =0,2. Ft
Với Ft = 2.T/D0 =
2.23299/ 90 =
517,76 N
Suy
Fkn =ra0,2.517,76= 103,55
N.
IV. TÍNH TRỤC
4.1. Tính sơ bộ đường
kính trục
4.1.1. Chọn vật liệu.
Sử dụng thép C45,
thường hoá, có HB =
170…217,
⌠b= 600 Mpa, ⌠b= 340
Mpa, Ứng suất xoắn cho
phép [ ] = 15..30 Mpa
4.1.2. Tính sơ bộ đường
kính trục

d T(mm)
k

0,
2[ 

]

-Trục I chọn [ ] =
15Mpa, TI =23028 N.mm
-Trục II chọn [ ] = 20
Mpa, TII =85960 N.mm
Suy ra:
d

23 85960
02 0, 2.20

8
d 0,

2.1
5


= 19,72

= 27,8 (mm)
(mm)

Chọn sơ bộ đường kính trục là:
-Chọn d1sb=20mm, theo bảng (10.2), ta được
chiều rộng ổ lăn b10=15mm.

≤ [⌠ ] d =

= 0,396 < [⌠ ] d

-Chọn d2sb=30mm, theo bảng (10.2), ta được
chiều rộng ổ lăn b10=19mm.
4.2. Xác định lực tác
dụng
lên.34
trục và bánh
1, 2.23,
299.10
≤
[
⌠
]
u =
=
9,62
< [ ⌠ ] u ; thoả mãn.
răng
0,1.4.14 .90
-Lực tác dụng lên bộ truyền xích: Fx =
1300,65 N
-Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn
=103,55 N

-Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:
2.230
2T
=−
= 1057,3 N
F 28
43,
t1
= 56

F
t2

=
d
w
1

Ft1.tgα 1057,3.tg2 0

=
= 413,57 N
F
0 40 '
tω
=
cos150
F Cos
21'
= β1

18


Fa1 = Fa2= Ft1.tgβ = 1057,3.tg15 0 21' = 290,24 N
4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có:
-Chiều dài may ơ đĩa xích và may ơ bánh răng trụ1 lm=(1,2…1,5)dsb=>lm13=(1,2…
1,5)d1=(1,2…1,5)20=(24…30 ) mm
Chọn lm13= 30 mm
lmx=(1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).30= (36…45) mm
Chọn lmx= 45 mm
-Chiều dài may ơ khớp nối:
lm12=(1,4…2,5)d1=(1,14…2,5).20= (28…50) mm
Chọn : lm12=45 mm
-Chiều dài may ơ bánh răng 2:
lm12=(1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).30= (36…45) mm
Chọn lm12= 45 mm
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;
-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=15 mm;
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm;
-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15mm
4.3.1. Với trục I
l12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(45 +15)+10+15=55=>l12 =55mm
l13= 0,5.(lm13+b01)+k1 + k2=0,5.(30+15) +10+15= 47,5 mm
l11 = 2.l13 = 2.47,5= 95 mm
4.3.2. Với trục II
l21 = l11 =95 mm ;
l23 = l13 = 47,5 mm ;

l22= 0,5.(lmx+b02)+k3 + hn=0,5.(45+19) +10+15= 57 mm

19


4.4. Xác định phản lực lên các gối trục

20


(2)
(0)

Ry10

(1)

Fr1
Fa1

Ft1

Ry11

Rx11
Fk

l 12=55

l

=
5

z
x

Fa

y

F
R
y2

(3)
0

RFr2 R
x

y2

2

(2)

0

Rx21

1

(
1
)

(0)

Fx

l

l23=
47,
5
=
5l21=
7


95
21

Rx10


Do trục yêu cầu tính chi tiết là trục I nên ta chỉ cần xác định giá trị các phản lực
lên các gối trục của trục I.Chọn hệ toạ độ như hình vẽ.
Ta có :
Ry11 =(Fr1.(l11 -l13 )+ Fa1 .dw1 /2)/ l11

= (413,57.(95-47.5) + 290,24.43.56/2) / 95 = 273,33 (N) > 0 đúng chiều đã
chọn.
Ry10 = Fr1- Ry11 =413,57 – 273,33= 140,24 (N) >0 ; đúng chiều đã chọn
Rx11 =(Ft1.(l11 -l13 )- Fk .(l12 +l11 ))/ l11
= (1057,3.(95-47,5) – 103,55.(55+95))/95 = 365,15 (N) >0; đúng chiều
đã chọn.
Rx10 = Ft1-Rx11 - Fk = 1057,3 -365,15 – 103,55 = 588,6 (N)>0
Đúng chiều đã chọn.
4.5 Tính thiết kế trục
4.5.1. Tính sơ bộ trục II
+Với d2sb=30mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục:
-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d22=30mm
-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d20=d21=25mm
-Tại tiết diện lắp đĩa xích: d23=22mm
+Chọn then:
Tra bảng 9.1a/173 [I] với d22=30mm ta chọn được then có các thông số sau:
b = 8 mm
h = 7 mm
t1=4 mm
t2=2,8 mm
rmin=0,16 mm
rmax=0,25 mm
Chiều dài then bằng : lt=0,8. lm22= 0,8.45 = 36 mm
4.5.2.Tính chi tiết trục I

22