Đồ án môn chế tạo máy

ỏn thit k h truyn ng c khớ GVHD: Trn Ngc Nhun
Mục lục
I. phần 1: ...........................................................................................................2
1. Phân tích chế độ làm việc......................................................2
2. Các thông số ban đầu:.................................................................2
2. Phân phối tỉ số truyền.............................................................12
3. Tính toán các thông số động học..............................................12
II. Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc.....................14
1. Tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng....14
2. Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng...19
III. Tính toán bộ truyền xích............................................................24
1. Chọn loại xích...........................................................................24
4. Tính đờng kính xích.............................................................26
5. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc...............................................26
6. Xác định lực tác dụng lên trục...................................................26
7. Kết luận....................................................................................27
IV. Tính toán thiết kế trục................................................................27
1. Xác định sơ đồ đặt lực..........................................................27
2. Chọn vật liệu chế tạo:...............................................................28
3. Xác định sơ bộ đờng kính trục...............................................28
4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.......28
5. Xác định phản lực tại các gối đỡ...............................................29
6. Tính chính xác đờng kính các đoạn trục...............................30
7. Kiểm nghiêm về độ bền mỏi...................................................32
8. Tính và kiểm nghiệm độ bền của then.................................35
V. Tính toán thiết kế ổ lăn................................................................36
1. Chọn ổ lăn đối với trục I ( trục vào ).........................................36
2. Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc....................................37
3. Chọn ổ lăn cho trục III của hộp giảm tốc:..................................39
4. Các thông số cơ bản của ổ lăn trong hộp giảm tốc khai triển th-
ờng..................................................................................................40

VI. Xác định các thông số của vỏ hộp.........................................41
1. Các kính thớc cơ bản của vỏ hộp...............................................41
2. Các chi tiết khác.........................................................................42
Tài liệu tham khảo...........................................46
1
Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí GVHD: Trần Ngọc Nhuần
I. phÇn 1:
1. Ph©n tÝch chÕ ®é lµm viƯc
Đặc điểm:
- Làm việc với tải trọng khác nhau
- Hệ số sử dụng tải trọng đạt khoảng 75%
- Vận tốc làm việc nhẹ
- Cường độ làm việc 25%
- Số lần mở máy 120 lần/giờ
Bảng 1. Bảng số liệu về chế độ làm việc của cần trục:
Chỉ tiêu Chế độ làm việc (T)
+ Cường độ làm việc, CĐ%.
+ Hệ số sữ dụng theo tải trọng, k
Q
.
+ Số lần mở máy trong một giờ,m.
+ Số chu kỳ làm việc trong một giờ, a
ck
.
+ Nhiệt độ môi trường xung quanh, t
o
C.
25
0,55
120

20-25
25
0
Thời gian phục vụ năm - Ổ lăn
- Bánh răng
- Trục và các chi tiết khác
5
10
15
Thời gian làm việc
trong thời hạn trên,h
- Ổ lăn
- Bánh răng
- Trục và các chi tiết khác
3.500
7.000
10.000
2. C¸c th«ng sè ban ®Çu:
Nhiệm vụ thiết kế cần trục tàu thủy trọng tải 3T.
Tàu có thông số cơ bản là:
+ L
Max
= 90 (m)
+ B
Max
= 13 (m)
+ H = 6.0 (m)
Tàu bao gồm 4 khoang hàng chiều dài mỗi khoang là 15 (m). Mỗi khoang
bố trí một cần cẩu hình (1-12)
2

Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí GVHD: Trần Ngọc Nhuần
Kích thước cơ bản của derrick (chiều dài cần, chiều cao cột và vò trí chân
cần...) phụ thuộc vào kích thước tàu, cách bố trí hầm hàng, kích thước hầm hàng
cách bố trí hàm hàng trên tàu, công dụng tàu... dựa vào năng suất xếp dỡ hàng
hoá ta xác đònh tốc độ nâng, vận tốc quay cần trục, vận tốc trung bình thay đổi
tầm với. Dựa vào mẫu ta xác đònh được các thông số cơ bản như sau:
- Tải trọng nâng đònh mức: Q = 3T
- Tốc độ nâng: v
n
= 20 (m/ph)
- Chiều dài cần: L
c
= 12(m)
- Đường kính tang: 260 mm
- Lực vòng tang:
- Chiều dài tang: 600mm
- Đường kính tời: 260 mm
- Khoảng cách từ chân cần đến miệng hầm hàng phụ thuộc vào kích thước
các tời, chọn bằng 3.5 (m).
- Chiều cao chân cần tính từ sàn tời: h = 2,25 (m)
- Chiều cao cột tính từ chân cần đến điểm treo dây nâng cần, dựa vào tỷ
số h/l đối với cần nhẹ h/l = 0.4 ÷ 1.0 ta chọn chiều cao cột là: 9 (m)
- Cần cầu và các thiết bò của cần cẩu làm việc với chế độ nhẹ.
4. Chọn phương án cho cơ cấu nâng:
Việc chọn phương án cho cơ cấu nâng phải đảm bảo một số yêu cầu sau:
- Lắp ráp sửa chữa dễ dàng
3
Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí GVHD: Trần Ngọc Nhuần
- Đảm bảo độ bền và có khả năng thay thế dễ dàng khi bò hỏng hóc.
- Chắc chắn vững vàng khi làm việc

- Kích thước gọn, trọng lượng nhẹ
Chọn sơ đồ cho cơ cấu nâng như hình vẽ (2-1) lắp cho cơ cấu trục quay.
5. Tính chọn động cơ điện
Để chọn động cơ điện cho cơ cấu nâng phải thỏa mãn điều kiện sau:
- Trong quá trình làm việc động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho
phép, để không làm hư vật liệu cách điện trong cơ cấu nâng.
- Có khả năng quá tải đột ngột trong thời gian ngắn.
- Có mômen mở máy đủ lớn để thắng mômen cản ban đầu của phụ tải khi
khởi động. Đối với cơ cấu nâng công suất được chọn theo công thức tónh khi
nâng vật bằng tải trọng danh nghóa (2,5 tấn).
Công thức tónh khi nâng vật bằng tải trọng danh nghóa, được xác đònh theo
công thức:

η
.1000.60
.
n
VQ
N
=
4
Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí GVHD: Trần Ngọc Nhuần
Trong đó: Q- tải trọng nâng vật, Q = 30000 (N)
V
n
- vận tốc nâng vật V
n
= 20 (m/phút)
η- hiệu suất của cơ cấu nâng được tính theo công thức
η = η

p
.η
t
.η
o
+ η
p
= 0,96 hiệu suất palăng
+ η
t
= 0,96 hiệu suất của tang
+ η
o
= 0,90 hiệu suất của bộ truyền có kể cả khớp nối xuất phát từ các số liệu.
Với giả thuyết bộ truyền được chế tạo thành hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ.
η = 0,96. 0,96.0,90 = 0,83
30000.30
18,07
60.1000.0,83
N KW= =
5.1. Chọn động cơ điện
Trong ngành máy nâng vận chuyển thường dùng nhiều loại động cơ điện
xoay chiều và một chiều, cả hai động cơ điện chuyên dùng và động cơ điện công
dụng chung.
Loại động cơ điện chuyên dùng với dòng điện một chiều có ba loại: kích
thích nối tiếp, kích thích song song và kích thích hỗn hợp. Các loại động cơ điện
này làm việc phù hợp với điều kiện làm việc của máy trục, nhưng ít được sử
dụng vì trong thực tế không có sẵn dòng điện một chiều.
Động cơ điện chuyên dùng với dòng điện xoay chiều có hai loại: động cơ
điện loại rôto dây quấn và động cơ điện rôto lồng sóc có đường đặc tính cứng,

tốc độ động cơ thay đổi rất ít khi phụ tải thay đổi và được sử dụng phổ biến hơn
cả.
Qua việc phân tích trên ta chọn động cơ điện chuyên dùng dòng điện
xoay chiều làm việc ở chế độ trung bình, có thông số kỹ thuật bảng (2-4) sau:
Bảng 2: thông số kỹ thuật của động cơ
Kiểu động
cơ
Công
suất
Vận
tốc
cosϕ
dm
m
M
M
dm
M
M
max
Mômen bánh
đà của roto
Trọng
lượng
5
Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí GVHD: Trần Ngọc Nhuần
KW (v/ph) GD
2
(kgm
2

) (kg)
ĐK-72-6 14 980 0,83 1,4 2,2 2,3 280
5.2. Kiểm tra động cơ
Động cơ đã chọn có công suất danh nghóa nhỏ hơn công suất tính toán. Nên phải
kiểm tra về nhiệt tức là trong quá trình làm việc nhiệt độ động cơ không quá
nhiệt độ đốt nóng cho phép (25
o
C). Để thỏa mãn điều kiện này trong quá trình
làm việc với chế độ ngắn hạn lặp lại liên tục, công suất bình phương trung bình
do động cơ phát ra không vượt quá công suất danh nghóa của nó với cường độ
làm việc, CĐ 25%.
Công suất trung bình bình phương của động cơ điện trong chu kỳ làm việc
có tính cả các thời kỳ mở máy, KW:
dn
tb
tb
N
nM
N
≤=
9550
.
Trong đó: M
tb
: mômen bình phương trung bình tính theo công thức:
∑
∑∑
+
=
t

tMtM
M
vmmm
tb
.
22
Với: + ∑t
m
: tổng thời gian mở máy trong các thời kỳ làm việc với tải
trọng khác nhau (s)
+ M
t
: Mômen cản tónh tương ứng với tải trọng nhất đònh trong thời
gian chuyển động ổn đònh với tải trọng đó, N
m
.
+ t
v
: thời gian chuyển động với vận tốc v ổn đònh khi làm việc với từng tải
trọng,s.
+ ∑
t
: Toàn bộ thời gian động cơ làm việc trong một chu kỳ bao gồm thời
gian làm việc trong thời kỳ chuyển động ổn đònh và không ổn đònh, s.
+ M
m
: Mômen mở máy của động cơ điện, N
m

Theo động cơ đã chọn trên, có mômen mở máy được xác đònh:

2
mMinnMax
m
MM
M
+
=
Trong đó: M
nMax
= (1,8 ÷ 2,5) M
dn
: Mômen mở máy lớn nhất
6
Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí GVHD: Trần Ngọc Nhuần
M
nMin
= 1,1 M
dn
: Mômen mở máy nhỏ nhất
M
dn
: Mômen danh nghóa của động cơ được xác đònh
14
9550 9550 136,43
980
dc
dn
dc
N
M Nm

n
= = =
Suy ra: M
nMax
= 2,0. M
dn
= 2,0. 136,43 = 272,86 (Nm)
M
nMin
= 1,1.

M
dn
= 1,1. 136,43 = 150,07 (Nm)
Vậy mômen mở máy là :
272,86 150,07
211,47
2
m
M Nm
+
= =
Để tính mômen mở máy trung bình bình
phương cần xác đònh được sơ đồ sử dụng tải trọng theo thời gian. Trong quá trình
tính toán ta sử dụng đồ thò gia tải trung bình các cơ cấu máy trục ở chế độ làm
việc nhẹ theo hình (2-4).
Theo sơ đồ này cơ cấu nâng sẽ làm việc với các tải trọng: Q
1
= Q; Q
3

=
0,2Q; Q
2
= 0,75Q và tỷ lệ thời gian làm việc ứng với các tải trọng này là 2:3:5.
Để tính toán phải xác đònh một số thông số sau:
- Trọng lượng vật nâng và bộ phận mang vật:
Q
max
= k.Q
dn
= 1,2.3000 = 3600 (kg)
- Lực căng dây cáp đònh mức khi nâng vật:
7
Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí GVHD: Trần Ngọc Nhuần
)(3.1913
98,0.96,0.2
3600
.
max
KG
a
Q
S
RP
dm
===
ηη
- Hiệu suất cơ cấu nâng
không tính đến hiệu suất palăng khi làm việc với tải trọng đònh mức.
η’ = η

t
.η
0
= 0,96. 0,90 = 0,86
Khi làm việc vật nâng với tải trọng khác, hiệu suất này được xác đònh
theo đồ thò.
Đồ thò quan hệ giữa hiệu suất và tải trọng như trong hình 2-6.
- Mômen trên trục động cơ khi nâng:
85,21
86,0.14.2
1.275,0.3,1913
..2
..
'
===
η
i
mDS
M
odm
n
(Nm)
- Lực căng cáp khi hạ vật:
1
2
2
(1 )
36000(1 0,98)0,98
17461,81
(1 ) 1(1 0,98 )

a m
max
h
a
Q
S N
m
λ λ
λ
+ −
−
−
= = =
− −
Với: m- số nhánh cáp cuốn lên tang.
- Mômen trên trục động cơ khi hạ vật:
0
. . . '
17461,81.0,275.1.0,86
147,49
2. 2.14
h
h
S D m
M Nm
i
η
= = =
- Thời gian mở máy khi nâng vật, theo công thức:
η

β
22
1
2
00
11
2
)(375)(375
)(
iaMM
nDQ
MM
nDG
t
nmnm
ii
n
m
−
+
−
=
∑
8
Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí GVHD: Trần Ngọc Nhuần
Trong đó:
β = 1,1 ÷ 1,3: hệ số quy đổi mômen quán tính bánh đà các chi tiết khác về
trục động cơ có thể lấy gần đúng.
βΣ (G
i

D
i
2
)
1
= 1,3 (G
i
D
i
2
)
roto
= 1,3 . 23 = 29,9 (Nm
2
)
M
m

= 211,47: mômen mở máy của động cơ
n
1
= 980 (vòng): số vòng quay trên trục động cơ
Q
max
= 3600 (kg) : trọng lượng vật nâng và bộ phận mang vật
D
0
= 0,275(m): đường kính tang tính đến lớp cáp thứ nhất.
a = 2: bội suất palăng
i = 14: Tỉ số của cơ cấu

η = 0,83: Hiệu suất của cơ cấu
2
2 2
29,9.980 36000.0,275 .980
0,47
375.(211,47 21,85) 375.(211,47 21,85).2 .14 .0,83
n
m
t s= + =
− −
- Gia tốc mở máy khi nâng vật:
2
20
0,71 /
60. 60.0,47
n
n
n
m
V
J m s
t
= = =
- Thời gian mở máy khi hạ vật:
η
β
2
0
2
100

11
2
)(375
)(375
)(
iaMM
nDQ
MM
nDG
t
hm
hm
ii
h
m
−
+
−
=
∑
2
2 2
29,9.980 45000.0,275 .980
0,77
375(211,46 98,9) 375(211, 46 98,9).2 .14 .0,83
h
m
t s= + =
+ +
- Thời gian chuyển động ổn đònh

60. 60.13,5
40,5
20
v
n
H
t s
V
= = =
Với tải trọng Q
2
= 0,75Q; Q
3
= 0,2Q; cũng tính toán tương tự như trên và
được thống kê theo bảng (2-5):
Bảng 3. Thông số cho trường hợp tải trọng khác nhau
9
Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí GVHD: Trần Ngọc Nhuần
Thông số cần tính toán Q
1
= Q Q
2
= 0,75Q Q
3
= 0,2Q
Q
0
(N)
S
n

(N)
η (hình)
M
n
(Nm)
S
h
(N)
M
h
(Nm)
t
n
m
(s)
t
h
m
(s)
M
m
(Nm)
36000
1913,3
0,83
21.85
17461,8
147,49
0,47
0,77

211,46
27000
1435
0,88
20
9276,5
110,62
0,45
0,75
211,46
7200
3826
0,62
4,4
2473,75
29,5
0,40
0,71
211,46
2
2 2 2 2 2 2
211,46 (2.1,51 5.0,47 3.0,40 2.0,77 5.0,75 3.0,71
40,5.(2.21.85 5.20 3.4,4 2.147,49 5.110,62 3.29,5 )
40,5.10 2.0,47 5.0,45 3.0,40 2.0,77 5.0,75 3.0,71
135,62
TB
M
Nm
+ + + + +
=

+ + + + + +
+ + + + + +
=
Công suất trung bình bình phương:
KW
nM
N
dcTB
TB
91,13
9550
980.62,135
9550
.
===
⇒ N
TB
< N
dn

Từ kết quả tính toán cho phép ta kết luận động cơ đã chọn hoàn toàn thỏa
mãn yêu cầu làm việc.
6. Tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang được xác đònh:
tg
dc
c
n
n
i

=
Trong đó: n
tg
- số vòng quay của tang
0
.
20.2
70
. 3,14.0,27
n
tg
V a
n
D
π
= = = vòng/phút
V
n
: vận tốc nâng 20 (m/ph)
a : bội suất palăng
10
Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí GVHD: Trần Ngọc Nhuần
N
đc
: số vòng quay của động cơ, n
đc
= 980 v/ph
D
0
= D

tg
+ d
c
= 260 + 15 = 275 (mm)
Nên
980
14
70
c
i = =
Việc phân phối tỷ số truyền theo bảng (2-6)
Bảng 4. Bảng phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc
Trục
Thông số
I II III
I = 14 4 3.5
N,v/ph 980 245 70
N,KW 14 13,72 13,17
M
x
(N.mm) 13,6.10
4
53,4.10
4
179,6.10
4
a) X¸c ®Þnh c«ng st ®Ỉt lªn trơc ®éng c¬.
p
yc
= p

td
=
η
β
.
ct
p
Trong ®ã:
P
ct
=
1000
.vF
=
1000
85,0.5500
= 4,675 (kw)

kbrolot
ηηηηηη
χ
23
...
=
Víi:
ot
η
_hiƯu st 1 cỈp ỉ trỵt.

χ

η
_hiƯu st bé trun xÝch.

ol
η
_hiƯu st 1 cỈp ỉ l¨n.

br
η
_hiƯu st 1 cỈp b¸nh r¨ng.

k
η
_hiƯu st khíp nèi.
Theo b¶ng 2.3[1] chän
ot
η
=0,98;
χ
η
=0,96;
ol
η
=0,99;
br
η
= 0,97;
k
η
=

0,99
⇒
850,099,0.97,0.99,0.96,0.98,0
23
==
η

β
_hƯ sè t¶i träng t¬ng ®¬ng.
11
ỏn thit k h truyn ng c khớ GVHD: Trn Ngc Nhun

863,0
8
4.7,04
)(
2
1
2
1
=
+
==

=
n
i
ck
ii
t

t
p
p


747,4
850,0
863,0.675,4
==
yc
p
(kw)
b) Xác định tốc độ đồng bộ động cơ điện.

sbctsb
unn .
=

pz
v
n
ct
.
.60000
=
Với v_vận tốc xích tải
Z_số răng đĩa xích tải.
p_Bớc xích tải.

67,56

100.9
85,0.60000
==
ct
n
(v/p)

hxsb
uuu .
=
Từ bảng 2.4[1] chọn u
x
= 2,5; u
h
= 15

141610.5,2.67,56
==
sb
n
(v/p)
Chọn số vòng quay đồng bộ 1500 v/p.
Với p
yc
= 4,747 kw, n
đb
= 1500 v/p chọn động cơ có số hiệu 4A112M4Y3
có P
đc
=5,5 kw, n

đc
=1425 v/p, T
k
/T
dn
= 2 >T
mm
/T= 1,4
2. Phân phối tỉ số truyền.
a) Xác định tỉ số truyền chung

15,25
67,56
1425
===
ct
dc
ch
n
n
u
Chọn u
x
= 2,5 u
h
= 25,15/2,5= 10,06
b) Phân phối tỉ số truyền.
Theo kinh nghiệm, chọn u
1
= 1,2u

2
Mà u
h
= u
1
.u
2
= 10,06 u
2
= 2,90 u
1
= 3,47

50,2
47,3.90,2
15,25
.
21
===
uu
u
u
ch
x
3. Tính toán các thông số động học.
Xác định các công suất trên trục.

969,4
98,0.96,0
675,4

.
3
===
otx
ct
p
p

(kw)

175,5
97,0.99,0
969,4
.
3
2
===
brol
p
p

(kw)

389,5
97,0.99,0
175,5
.
2
1
===

brol
p
p

(kw)

280,5
99,0.99,0
175,5
.
1
===
kol
dc
p
p

(kw)
Xác định số vòng quay của trục.
n
1
= n
đc
= 1425 (v/p)
12
Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí GVHD: Trần Ngọc Nhuần

411
47,3
1425

1
1
2
===
u
n
n
(v/p)

142
90,2
411
2
2
3
===
u
n
n
(v/p)

74,56
50,2
142
3
===
x
ct
u
n

n
(v/p)
• X¸c ®Þnh m«men xo¾n trªn trôc.

36116
1425
389,5
.10.55,9.10.55,9
6
1
1
6
2/1
===
n
p
T
(Nmm)

120246
411
175,5
.10.55,9.10.55,9
6
2
2
6
2/2
===
n

p
T
(Nmm)

334183
142
969,4
.10.55,9.10.55,9
6
3
3
6
2/3
===
n
p
T
(Nmm)

35385
1425
280,5
.10.55,9.10.55,9
66
===
dc
dc
dc
n
P

T
(Nmm)

786857
74,56
675,4
.10.55,9.10.55,9
66
===
ct
ct
ct
n
P
T
(Nmm)

§éng c¬ 1 2 3 C«ng t¸c
C«ng suÊt(kw) 5,280 5,389 5,175 4,969 4,675
TØ sè truyÒn 1 3,47 2,90 2,50
Sè vßng quay n
(v/p)
1425 1425 411 142 56,74
Momen xo¾n T 35385 36243 120540 334183 786857
13
ỏn thit k h truyn ng c khớ GVHD: Trn Ngc Nhun
II. Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc.
1. Tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
Từ phần trên ta có các thông số ban đầu: P
1

=5,389 kw;n
1
=1425 vg/ph;
u=u
1
=3,47; thời hạn sử dụng 1800h; bộ truyền làm việc 2 ca.
a. Chọn vật liệu.
Do không có yều cầu đặc biệt ta chọn vật liệu cho 2 bánh răng nh sau:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt 250HB có
850
1
=
b

MPa,
580
1
=
ch

MPa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiên đạt độ rắn bề mặt 230HB có
750
2
=
b

MPa,
450
2

=
ch

MPa
b. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ 180HB ... 350HB

Hlim
0
= 2HB+70; S
H
=1,1;
0
Flim
=1,8HB; S
F
=1,75

0
Hlim1
=2.250+70= 570 MPa

0
Flim1
=1,8.250=450 MPa

0
Hlim2
=2.230+70=530 MPa

0
Flim2
=1,8.230=414 MPa
Theo CT6.5[1] N
H01
=30H
HB1
2,4
= 30.250
2,4
=1,71.10
7
N
H02
=30H
HB2
2,4
=30.230
2,4
=1,40.10
7
Theo ct6.7[1] N
HE
=60c(T
i
/T
max
)
3
n

i
t
i
N
HE1
=60.1.1425.1800(1
3
.0,4+0,7
3
.0,4)=8,27.10
7
>N
H01

K
HL1
=1
N
HE2
=60.1.411.1800(1
3
.0,4+0,7
3
.0,4)=2,38.10
7
>N
H02

K
HL2

=1
Xác định sơ bộ [
H
] theo công thức 6.1a[1]
[
H
]=
0
Hlim
.K
HL
/S
H
14
ỏn thit k h truyn ng c khớ GVHD: Trn Ngc Nhun
[
H
]
1
= 570.1/1,1 =518 MPa
[
H
]
2
= 530.1/1,1 = 482 MPa
Vì cặp răng là răng thẳng [
H
] = [
H
]

2
= 482 MPa
Theo CT 6.7[1] N
FE
=60c(T
i
/T
max
)
6
t
i
n
i

N
FE1
=60.1.1425.1800(1
6
.0,4+0,7
6
.0,4)=6,88.10
7

N
FE1
>N
F01
=4.10
6

K
FL1
=1
N
FE2
=60.1.411.1800(1
6
.0,4+0,7
6
.0,4)=1,98.10
7
>N
F02

K
FL2
=1
Do đó theo CT 6.2b với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
=1, ta đợc
[
F1
]= 450.1.1/1,75=257 MPa
[
F2
]= 414.1.1/1,75=237 MPa
Ưng suất quá tải cho phép: theo CT 6.10[1] và 6.11[1]
[
H
]

max
=2,8
ch2
=2,8.450=1260 MPa
[
F1
]
max
=0,8
ch1
=0,8.580=464 MPa
[
F2
]
max
=0,8
ch2
=0,8.450=360 MPa
c. Xác định các thông số bộ truyền.
Khoảng cách trục.
Theo CT 6.15a[1]

3
1
2
1
11
][
.
)1(

baH
H
aw
u
KT
uKa


+=
Trong đó:
Theo bảng 6.6[1], vị trí bánh răng không đối xứng đối với
các ổ trong hộp giảm tốc, chọn
ba
=0,3
K
a
_ hệ số phụ phuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo
bảng 6.5[1], chọn K
a
=49,5
T
1
_ momen xoắn trên trục chủ động, T
1
=36243 Nmm
[
H
] _ ứng suất cho phép, [
H
]=482 MPa

u _ tỉ số truyền, u= 3,47
K
H

_ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc,
Theo CT 6.16[1],
bd
=0,5
ba
(u+1) = 0,5.0,3(3,47+1)=0,67
do đó theo bảng 6.7[1], K
H

=1,09

2,124
3,0.47,3.482
09,1.36243
)147,3(5,49
3
2
1
=+=
w
a
mm
Chọn a
w1
=125 mm

Modun
Theo CT 6.17[1], m=(0,01ữ0,02)a
w1
=(0,01ữ0,02)125=1,25ữ2,5 mm
Theo bảng 6.8[1] chọn modun pháp m=2 mm
Số răng

Số răng bánh nhỏ
15
ỏn thit k h truyn ng c khớ GVHD: Trn Ngc Nhun

0,28
)147,3(2
125.2
)1(
2
1
1
=
+
=
+
=
um
a
z
w
lấy z
1
=28

số răng bánh lớn z
2
=uz
1
=3,47.28=97,16
Lấy z
2
=97
Do đó a
w1
=m(z
1
+z
2
)/2=2(28+97)/2=125 mm
Do vậy không cần dịch chỉnh.
Tỉ số truyền thực: u=z
2
/z
1
=97/28=3,464
Theo 6.27[1] góc ăn khớp
cos
tw
=(z
1
+z
2
)m.cos/(2a
w1

)=(28+97)2.cos(20
0
)/(2.125)=0,94

tw
=20
0
d. Kiểm nghiệm độ bền.
Kiểm nghiêm về độ bền tiếp xúc.
Theo CT 6.33[1]

2
1
)1(.2
wmw
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=


Trong đó:
Z
M
_ hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn
khớp, theo bảng 6.5[1], Z
M

=274
Z
H
_ hệ số kể đến bề mặt tiếp xúc, theo 6.34[1]

764,1
)20.2sin(
1.2
)2sin(
cos.2
0
===
tw
b
H
Z


Z

_ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng thẳng
dùng CT 6.36a,
3
4




=
Z

Với

=1,88-3,2(1/z
1
+1/z
2
)=1,88-3,2(1/28+1/97)=1,73

87,0
3
73,14
=

=

Z
d
w1
_ đờng kính vòng chia
d
w1
=2a
w
/(u
m
+1)=2.125/(3,464+1)=56,00 mm
K
H
_ hệ số tải trọng K
H

=K
H

K
H

K
Hv
K
H

_ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề
rộng vành răng, tra bảng 6.7[1], K
H

=1,09
K
H

_ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp, bánh răng thẳng K
H

=1
K
Hv
_ hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo
CT 6.41[1] K
Hv
=1+

H
b
w
d
w1
/(2T
1
K
H

K
H

)
Trong đó
u
a
vg
w
HH 0

=
v=d
w1
n
1
/60000=.56.1425/60000=4,18 m/s
tra bảng 6.15[1],
H
=0,006

tra bảng 6.16[1], g
0
=56
16
ỏn thit k h truyn ng c khớ GVHD: Trn Ngc Nhun

4,8
464,3
125
18,4.56.006,0
==
H

b
w
_ chiều rộng vành răng, b
w
=
ba
a
w1
=0,3.125=37,5 mm
lấy b
w
=43 mm
K
Hv
=1+8,4.43.56/(2.36243.1,09.1)=1,26
K
H

=1,09.1.1,26=1,37

6,409
56.464,3.43
)1464,3(37,1.36243.2
87,0.764,1.274
2
=
+
=
H

MPa
Theo 6.1[1], với v=4,18 m/s
Z
v
=0,85v
0,1
=0,85.4,18
0,1
=0,98
Với cấp chính xác động học là 9, độ nhám đạt 20 àm
Z
R
=0,9
Khi d
a
<700 K
xH
=1

[
H
]=[
H
].Z
v
Z
R
Z
xH
=482.0,98.0,9.1=425,1 MPa

H
< [
H
]
Vậy bảo đảm độ bền tiếp xúc.

%6,3
1,425
6,4091,425
]'[
][]'[
=

=

H
HH

không quá thừa
bền
Kiểm nghệm về độ bền uốn.
Theo CT 6.43[1]
F1
=2T
1
K
F
Y

Y

Y
F1
/(b
w
d
w1
m)
Trong đó:
Y

= 1/

_ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, tính ở
trên ta đợc

=1,73 Y

=1/1,73=0,578
Y

_ hệ số kể đến độ nghiêng của răng, răng thẳng
Y

=1
Y
F1
, Y
F2
_ hệ số dạn răng của bánh 1 và 2, vì răng thẳng
tra bảng 6.18[1] ta đợc Y
F1
=3,84; Y
F2
=3,60
K
F
=K
F

K
F

K
Fv
_ hệ số tải trọng khi tính về uốn
K

F

_ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
trên bề rộng vành răng, tra bảng 6.7[1], K
F

=1,13
K
F

_ 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[1], với
răng thẳng K
F

=1
K
Fv
_ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp, K
Fv
=1+
F
b
w
d
w1
/(2T
1
K

F

K
F

)
Trong đó
u
a
vg
w
FF 0

=
Tra bảng 6.15[1],
F
=0,016
Tra bảng 6.16[1], g
0
=56, với cấp chính xác 8

3,29
464,3
125
18,4.56.016,0
==
F

17
ỏn thit k h truyn ng c khớ GVHD: Trn Ngc Nhun

K
Fv
=1+29,3.43.56/(2.36243.1,13.1)=1,86
K
F
=1,13.1.1.86=2,10

F1
=2.36243.2,10.1.0,578.3,84/(43.56.2)=70,2 MPa

F2
=
F1
.Y
F2
/Y
F1
=70,2.3,60/3,84=65,8 MPa
Theo CT 6.2[1], [
F
]=[
F
]Y
R
Y
S
K
xF
Với bánh răng phay, lấy Y
R

=1
Với m=2 Y
S
=1,08-0,0695ln(m)=1,08-0,0695ln(2)=1,03
Vì d<400 K
xF
=1
[
F1
]=257.1.1,03.1=265 MPa
F1
< [
F1
]
[
F2
]=237.1.1,03.1=244 MPa
F2
<[
F2
]
Vậy đảm bảo điều kiện bền uốn.
Kiểm nghiệm độ bền quá tải.
Theo 6.48[1], K
qt
=1,4

5704,1.482
max1
===

qtHH
k

MPa
Theo 6.49[1]

F1max
=
F1
.K
qt
=70,2.1,4=98,28 MPa < [
F1
]
max

F2max
=
F2
.K
qt
=65,8.1,4=92,12 MPa < [
F2
]
max
Vậy đảm bảo khả năng quá tải.
e. Xác định các thông số bộ truyền.
Đờng kính chia: d
1
=mz

1
=2.28=56 mm
d
2
=mz
2
=2.97=194 mm
Đờng kính đỉnh răng: d
a1
=d
1
+2m=56+2.2=60 mm
d
a2
=d
2
+2m=194+2.2=198 mm
Đờng kính đáy răng: d
f1
=d
1
-2,5m=56-2,5.2=51 mm
d
f2
=d
2
-2,5m=194-2,5.2=189 mm

Các thông số chính của bộ truyền
STT Thông số kí hiệu Giá trị đơn vị

1 Khoảng cách trục a
w1
125 mm
2 Môđun pháp m 2 mm
3 Chiều rộng vành răng b
w
43 mm
4 Tỉ số truyền u
2
2,436
5 Góc nghiêng của răng

0 độ
6 Số răng bánh nhỏ Z
1
28 Răng
7 Số răng bánh lớn Z
2
97 Răng
8 Hệ số dịch chỉnh x
1
; x
2
0 mm
9 đờng kính vòng chia:
Bánh nhỏ
Bánh lớn
d
1
d

2
56
194
mm
mm
10 Đờng kính đỉnh răng
Bánh nhỏ d
a1
60 mm
18