Động cơ điện xoay chiều không đồng bộ 3 pha có roto ngắn mạch

STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
Phần I:
Chọn động cơ và phân
phối tỷ số truyền
I. Chọn động cơ:
Dẫn động cho băng tải, ta chọn loại động cơ
điện xoay chiều không đồng bộ ba pha có roto
ngắn mạch do nó có kết cấu đợn giản, giá thành hạ,
dễ bảo quản, làm việc tin cậy có thể mắc trực tiếp
vào lới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện,
hiệu suất và công suất phù hợp với sự làm việc của
hệ thống.
Chọn động cơ bao gồm các bớc:
- Tính công suất cần thiết của động cơ.
- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của
động cơ.
- Chọn động cơ phù hợp.
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
1
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
1.Tính công suất động cơ:
- Công suất động cơ điện xác định theo công
thức (2.8) sách Tính Toán Thiết Kế Dẫn Động Cơ
Khí tập 1 (TKDĐ t1):

t
Ct
p
p

Trong đó :
. p
ct
: Công suất cần thiết trên trục động cơ.
. p
t
: công suất tính toán trên trục công tác.
.

: hiệu suất truyền động của hệ thống.
- Công suất băng tải tính theo công thức 2.11
(sách TKDĐt1 ):
==
1000
87,0.5000
1000
.vP
p
bt
- Trờng hợp tải trọng thay đổi công suất tơng
đơng của bộ truyền : (CT 2.14 sách TKDĐ
t1)
P
lv
=
21
2
2
21
2

1
2
..
).(
tt
tt
tt
k
i
k
i
iiitd
+
+
==

pp
p
p
=
2
)64,01(
2
+
bt
p

4,35
3,94
KW

KW
- Tính hiệu suất của hệ thống:

=

n
i
1

(CT
2.9 sách TKDĐ t1):
Dựa vào Bảng 2.3 (sách TKDĐ t1):
+ Chọn hiệu suất của bộ truyền đai :
=
d

+ Chọn hiệu suất của ổ lăn :
=
ol

+ Chọn hiệu suất của bộ truyền bánh răng
côn :
=
brc

+ Chọn hiệu suất của bộ truyền bánh răng
trụ :
=
br

+ Chọn hiệu suất của khớp động :
=
kd


Hiệu suất của toàn hệ thống:
==
00,1.993,0.92,0.97,0.95,0....
55
kdolbrcbrd

- Tính công suất đẳng trị của động cơ:
===
824,0
94,3

td
p
p
ct
0,95
0,99
0,95
0.96
1,00

0,824
4,783

%

KW
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
2
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
2. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của
động cơ:
-Tính số vòng quay của trục trong 1 phút:
==
315.14,3
87,0.60000
.
.60000
D
v
n

- Chọn sơ bộ tỷ số truyền của các bộ truyền
theo bảng 2.4 (Sách TKDĐ t1):
+ Chọn tỷ số truyền của bộ truyền đai.
u
d
+ Chọn tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng
côn u
brc
=
+ Chọn tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng
trụ. u
brt

- Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống : u
t
=u
d
.u
brc
.u
brt
- số vòng quay sơ bộ của động cơ : n
sb
= n
bt
.u
t

Động cơ chịn phải thoã mãn yêu cầu :
p
đc
p
ct
n
đb
n
sb
T
mm
/T T
K
/T
dn

.
Dựa vào các bảng P1.1 đến P1.7 phụ lục sách
TKDĐ t1 ta chọn động cơ loại: 4A100L2Y3 .
Động cơ chọn có các thông số kỹ thuật nh sau:
52,775
3,5
3
5
52.5
2770,7
vg/p
h
vg/ph
Kiểu ĐC
C
suất
KW
N
đb
vg/ph
Cos

(%)
dn
mm
T
T
4A100L2Y3
5.5 2880 0,91
87,5

2,2
T
k
/T
dn
2
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
3
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
3. Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải:
áp dụng công thức:
===
2880
5,5.9550
.9550
dc
dn
dn
n
T
P
Suy ra:
T
mm
=1,4.T
dn
T
max
=2,2.T

dn
T
min
=0,5.T
dn
-Mômen cho phép của động cơ:
T
cp
=0,81.T
max
- Mômen cản của động cơ:

===
2880
783,4.9550
.9550
dc
c
n
T
ct
p
- Mômen quá tải cực đại của động cơ:

===
15,86.4,1.4,1
max cqt
TT
Nh vậy ta có:
p

ct
<p
dn
;
dnc
qt
cmm
TT
TT
TT

>
>
maxmax
;T
maxqt
<T
cp
Vậy động cơ đã chọn thoả mãn các điểu kiện
làm việc của hệ thống. Đảm bảo vận hành hệ thống
dẫn động băng tải tốt.
238,18
25,48
40,04
9,10
32,4
15,86
22,26
Nm
Nm

Nm
Nm
Nm
Nm
Nm
II. Phân phối tỷ số truyền.
1. Xác định tỷ số truyền của hệ dẫn động: u
t
- Theo công thức 3.23 (sách TKDĐ t1):
===
775,52
2880
bt
dc
t
n
n
u
54,57
2. Phân phối tỷ số truyền:
- ta có:
hdt
uuu .
=
Trong đó :
+ Chọn tỷ số truyền của bộ truyền đai theo
dãy tiêu chuẩn ( trang 49 sách TKDĐ t1)
u
d
Từ đó suy ra tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:

u
h
=u
t
/u
d
T,57/3,56
Để phân phối tỷ số truyền hợp lý (dựa vào
mục 3.3.2 T44 sách TTTKHDĐCK) ta chọn
các thông số ( chọn [K
01
]=[K
02
] )
(bảng 6.6)
wbd
db /
=

K
be
=
C
k

Suy ra
[ ]
( )
[ ]
01

02
1
25,2
KKK
K
bebe
bd
k

=


3,56
15,33
1,15
0,25
1,1
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
4
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
=>
3
kk
c

=
Dựa vào sơ đồ của hình 3.21 (trang 45) ta chọn
đợc tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ :
+ Chọn tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng

côn
u
brc

+Suy ra tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng
trụ . u
brt
=u
h
/u
brc
=
13,8
18,37
4
3,832
3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay
trên các trục :
Gọi p
i
là công suất trên trục thứ i, ta có:
-Xác định công suất:
4
4
3
3
2
1
4,35
0.99

4,394
. 0,99.0,96
4,623
. 0,99.0,95
4,915
. 0,99.0, 95
bt
ol
ol brt
ol brc
ol d




= = =
= = =
= = =
= = =
2
p
p
P
P
P
P
P
P
- Số vòng quay của các trục:
===

===
===
==
832,3
247,202
4
989,808
56,3
2880
3
4
2
3
1
2
1
brt
brc
d
dc
u
n
n
u
n
n
u
n
n
nn

Mômen trên các trục:
i
i
i
n
T
P
.10.55,9
3
=
4,394
4,23
4,915
5,226
2880
808,98
9
202,24
7
52,778
KW
KW
KW
KW
vg/ph
vg/ph
vg/ph
vg/ph
Nm
Kêt quả tính toán đợc lu trong bảng thông số chung:

Trục
Thông số
Đ cơ Trục I Trục II
Trục III
Trục IV
Công suất P (KW) 5,226 5,226 4,915 4,623 4,394
Tỷ số truyền u 1 3,56 4 3,832
Số vòng quay (vg/ph) 2880 2880 808,989 202,247 52,778
Mômen xoắn T
(Nm)
17,33 17,33 58,02
218,29
795,08
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
5
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
Phần II:
Thiết Kế Bộ Truyền Đai
- Thiết kế bộ truyền đai bao gồm các bớc:
+ Chọn loại đai.
I. Chọn loại đai và tiết diện đai:
- Do không có yêu cầu dặc biệt nào nên ta chọn loại đai
là đai hình thang thờng
- Dựa vào vậ tốc bánh đai nhỏ và công suất cần truyền,
theo bảng 4.1(tr 59 sách TKDĐt1)ta chọn đai loại A
- Từ bảng 4.13 (tr 59 sách TKDĐt1), ta chọn nh sau:
kích thớc tiết diện,(mm)
b
t

b h y
0
Thang, A 11 13 8 2,8 81 100-200
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
6
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
II. Các thông số bộ truyền :
1.Đờng kính bánh đai nhỏ :
- Theo bảng 4.21 chọn sơ bộ
:d
1
=
- Tính đợc vận tốc đai:
===
60000
2880.125.14,3
60000
.
11
nd
v

(bé hơn vận tốc đai cho phép
25v
max
=
m/s).
- Từ công thức 4.2 chọn (hệ số trợt của đai)
- Đờng kính bánh đai lớn là:

( ) ( )
===
02,01.125.56,31.
12

dud
d
Tra bảng 4.21(T63) chọn đợc đờng kính đai tiêu
chuẩn
2
d
=
- Tỷ số truyền thực tế là:

( ) ( )
=

=

=
02,01125
450
1
1
2

d
d
u
tt

- Sai số của tỷ số truyền là:
=

=
%100.
||
d
dtt
u
uu
u
(nằm trong khoảng cho phép u < 4%).
- Số vòng quay của bánh đai lớn : n
2
=n
1
/u
tt
125
18,850
0,020
438,3
450
3,655
2,67
788
mm
m/s
mm
mm

%
vg/ph
2.Khoảng cách trục a:
- Khoảng cách trục sơ bộ khoảng cách trục
chọn theo bảng 4.14 TKDĐ t1 là: a
sb
=0,98. d
2
thoã mãn :
316,25= 0,55.(d
1
+d
2
)+h a
sb
2(d
1
+d
2
) =
1150.
441 mm
3. Chiều dài đai:
- Chiều dài đai tính theo công thức :
( ) ( )
=

+
+
+=

a
dddd
al
42
2
2
1221

- Theo tiêu chuẩn (bảng 4.13 tr 59 [I]) chọn l =
- Nghiệm số vòng quay của đai trong 1s:
==
l
v
i
Vậy i < i
max
= 10 (vg/s)
- Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn:
( ) ( )
[ ]
( )
=
+++
=
8
822
2
12
2
1212

ddddlddl
a

1844,6
2000
9,425
523,399
mm
mm
Vg/s
mm
4. Góc ôm :

Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
7
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
- Góc ôm alpha:
( )
=

=
a
dd
o
o
57.
180
12
2

Góc

lớn hơn

min
0
o
vậy góc ôm thoả mãn điều
kiện.
144,42
độ
III. Xác định số đai :
1,35
3,004
0,903
1,035
1,14


2,27
3
50
131,6
456,6
IV. Xác định lực căng ban đầu và lực tác
dụng lên trục:
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
8

5,226
0,97
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
1. Xác định lực căng ban đầu :
Lực căng ban đầu tính theo công thức: (ct4.19
tr63 [I])
( )
=+=
2
0
.
.780
vq
zCvC
P
F
m
t
dc

q
m
khối lợng 1mét đai =0,105 (tra bảng 4.22
[I])
2. Lực tác dụng lên trục tính theo công thức:(ct4.21
tr64 [I])
=

=
2
sin...2
0

zFF
r
3.Lợng hiệu chỉnh mômen theo tỷ số truyền :
T
=


137,09

783,1
N
N
4.Lợng hiệu chỉnh công suất:

4
1
10 . .
P T
n

=
=

0,035
5.Công suất cho phép của một dây đai:
[ ]
( )
. .
o l P
P P C C

= +
2,84 KW
V. Kiểm nghiệm đai về khả năng tải và tuổi
thọ:
1. Tính ứng suất:
ứng suất lớn nhất sinh ra trong dây đai chạy
vào bánh đai nhỏ ở đây có ứng suất kéo và ứng suất
uốn lớn nhất.
- ứng suất uốn của dây đai trên các bánh đai:
===
125
8,2.100.2
..2
1
0
d
yE
u

4,48
MPa
- ứng suất do lực ly tâm gây ra:

===

2626
85,18.1300.10..10 v
mLT

0,462
MPa
- ứng suất do lực căng gây ra:
[ ]
=++=++=
462,0
8.2.11.85,18
10.004,3
81
09,137
.2..
10
3
3
00
LT
tt
k
hbvA
F

p
3,059
MPa

- Tính
max
theo công thức :
=+=
uk

max
7,539 MPa
- Theo hình 11.8(Sách CTM Tập I tr 181) với u =
3,56
Và:
683,0
48,4
059,3
==
u
k


có
u
=
2
- Tuổi thọ của đai là :
( )
2.85,18.3600
10.2000.2.10
.
539,7
9

..3600
.10
.
37
11
7
max







=








=
b
u
m
y
h
Zlv

t



=
2068,3
Giờ
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
9
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
- thời hạn sử dụng hệ thống : t
sd
=7.12.26.2.7= 30576 Giờ
Với tuổi thọ của dây đai nh vậy. Trong toàn bộ thời
gian làm việc của hệ thống số lần phải thay là:
==
39,2068
30576
h
sd
t
t
14,78
15 Lần
Phần III
TRUYềN Động bánh răng côn
I
CHọN VậT LIệU
Do không có yêu

cầu đặc biệt.Theo bảng 6.1[I], xây dựng các hàm
mục tiêu về kinh tế, kích thớc.. nh trong tài liệu
TĐHTTTKCTM-Ngô Văn Quyết (Trang114), ta
chọn thép phù hợp các hàm mục tiêu là:
+Chọn bánh răng chủ động : Thép 40X tôi cải
thiện (S<`) :
1b


1ch

HB1
+Với bánh răng bị động : Thép 45X tôi cải
thiện (S<0)
2b


2ch

HB2
950
700
270
850
650
260
MPa
MPa
MPa
MPa

II Tỷ Số TRUYềN :
Từ phần phân phối tỷ số truyền ta xác định đợc tỷ
số truyền của cặp bánh răng côn
4
III Xác định ứng suất cho phép :
Theo bảng 6.2[I] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB180 350 có :
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
10
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
lim
0
H

= 2HB + 70 ;
lim
0
H

= 1,8.HB ; S
H

lim
0
F

= 1,8HB ; S
F
Khi đó :

1lim
0
H

= 2.270 +70

2lim
0
H

=2.260 +70
Và :
1lim
0
F

= 1,8 . 270

2lim
0
F

= 1,8 . 260
Theo CT 6.5 [I](T93) : N
HO
= 30 . H
HB
2,4
.

(N
HO
là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về
tiếp xúc). Do đó :
N
HO1
= 30 . 270
2,4

N
HO2
= 30 . 260
2,4

Đối với mọi thép : N
FO

Theo công thức 6.7[I] (Tr 93) :
N
HE
= 60c.
( )
iii
tnTT ../
3
max

.
Trong đó : n
1

= n
II
n
2
= n
III
n
1
, n
2
: Tốc độ quay của bánh răng côn chủ động và
bánh răng côn bị động
c : Số lần tiếp xúc trong một vòng quay ;
T
i
: Mômen xoắn của bánh răng
N
HE
:số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng
Vậy :
N
HE1
= 60.1.808.[ 1
3
.0,5 + 0,8
3
.0,5].30576
N
HE2
= 60.1.202.[ 1

3
.0,5 + 0,8
3
.0,5].30576
+ Do đó N
HE1
>N
HO1
cho nên hệ số tuổi thọ K
HL1
N
HE2
>N
HO2
cho nên hệ số tuổi thọ K
HL2
(Dựa vào tính chất đờng cong mỏi )(Tr 94)
1,1
1,75
610
590
486
468
2,05.10
7
1,87.10
7
4.10
6
808

202
1
1,12.10
9
2,8. 10
8
1
1
MPa
MPa
MPa
MPa
V/phút
V/phút
Lần
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
11
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
Theo công thức 6.1[I](khi chọn sơ bộ cho
Z
R
Z
V
K
xH
=1,và Y
R
Y
S

K
xF
=1) thì:
[ ]
HHL
H
H
SK /.
lim
0

=
. Vậy :

[ ]
[ ]
1,1/1.590
1,1/1.610
2
1
=
=
H
H



Vậy để tính bộ truyền răng côn thẳng ta lấy giá trị
[ ] [ ]
2HH

=
S6 (Mpa).
+Tơng tự ta có : N
FE
`.c.
( )
iii
tnTT ../
6
max

.(CT 6.8)
Do đó :
N
FE1
= 60.808.[ 1
6
.0,5 + 0,8
6
.0,5 ]. 30576
Vậy N
FE1
> N
FO
( Giá trị của N
FO
= 4.10
6
).

Do đó theo tính chất đờng cong mỏi ta
có N
FO
= N
FE
, từ công thức 6.4 ta có :
K
FL1
=
Tơng tự với N
FE2
=2,3.10
8
> N
FO
=> K
FL2
+Theo công thức 6.2a [I] với bộ truyền quay hai
chiều , chọn hệ số ảnh hởng khi đặt tải K
FC
=
Tađợc :

[ ]
1F

=
FFFC
F
SKK /..

11
1lim
0

H6. 0,75. 1/1,75

[ ]
FFLFC
F
F
SKK /..
2
2lim
0
2

=
F8. 0,75. 1/1,75
+Ta có :
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải : Theo công
thức 6.13[I] :

[ ]
2
.8,2max
chH

=
.
Do đó

[ ]
max
H

= 2,8. 536
ứng suất uốn quá tải cho phép : Từ công thức
6.14[T1] :
[ ]
F

max
=
[ ]
ch

.8,0
,
Do đó
[ ]
1F

max
= 0,8. 700

[ ]
2F

max
= 0,8. 650 =
554,54

536,36
9,35.10
8
1
1

0,75
208,29
200,57
1500,8
560
520
MPa
MPa
MPa
MPa
MPa
MPa
MPa
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
12
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
IV TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG CÔN RĂNG
THẳNG
a Xác định chiều dài côn ngoài của bánh răng 2 .
Theo công thức 6.52a[I] :
e
R
=

R
k
.
1
2
+u
.
( )
[ ]
3
2
'
1
...1
.
Hbebe
H
ukk
kT



Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng :
R
k
=0,5.k
d
=0,5.100
be
k

: Hệ số chiều rộng vành răng, chọn
be
k
T
1
: Mô men xoắn trên trục bánh răng côn chủ
động. Theo tính toán thì :T
1
Tỷ số :
25,02
4.25,0
2
.

=

be
be
k
uk

Theo bảng 6.21[I] , Trục lắp trên ổ bi sơ đồ I ;
HB<350,tra đợc


H
k


F

k
Do đó :
e
R
P.
14
2
+
.
( )
3
2
536.4.25,0.25,01
55,1.58020

=
50
0.25
58020
0,57
1,55
1,86
154,06
MPa
1/3
Nmm
mm
b Xác định các thông số ăn khớp:
*) Số răng bánh nhỏ: Từ công thức 6.52b[I] :
d

e1
=
( )
[ ]
3
2
1
...1
.
.
Hbebe
H
d
ukk
kT
k



Do đó
1
2
1
1
+=
u
k
k
d
R

d
R
e
e
Mà :
5,0
=
d
R
k
k
.
Nên :d
e1
=2
e
R
/
1
2
+
u
. Thay số vào :
d
e1
= 2.154,06/
17

Tra bảng 6.22[I] ta đợc : z
1p

Với HB < 350 . Nên z
1
= 1,6. z
1p
, thay số vào ta đ-
ợc z
1
= 27,2. z
1
là số nguyên, nên lấy giá trị là:
74,73
17
27
mm
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
13
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
+ Đờng kính trung bình và mô đun trung bình :
d
m1
= ( 1-0,5.k
be
).d
e1
= ( 1-0,5.0,25 ).74,73
m
tm
= d

m1
/z
1
= 65,39/27
+Mô đun vòng ngoài : Theo công thức 6.56 [I]
m
te
= m
tm
/(1-0,5k
be
) = 2,421/(1-0,5.0,25)
+ Theo bảng 6.8[I] lấy giá trị tiêu chuẩn m
te
=>Do đó m
tm
= m
te
(1-k
be
) = 3.( 1-0,25 )
z
1
= d
m1
/m
tm
= 65,39/2.25 = 29,06 .
Lay z
1

=
+ Số răng trên bánh răng côn bị động :
z
2
= u.z
1
= 4.29
=>Tỷ số truyền đợc giữ nguyên , u
Góc chia côn :
1

= arctg(z
1
/z
2
) = arctg(29/116)

2

= 90 -
1

= 90 14,04
+Theo bảng 6.20 [I] với z
1
), tỷ số truyền u=4
chọn hệ số dịch chỉnh đều (bằng nội suy)(hoặc theo
tính toán trên maple)
x
1

=-x
2

-->dựa vào bảng 6.18 và điều kiện -0,5<=x<=0,5
có: x
1
=-x
2

+Đờng kính trung bình của bánh nhỏ :
d
m1
= z
1
.m
tm
= 29.2,25
+Chiều dài côn ngoài :
R
e
=0,5.m
te
2
2
2
1
zz +
=0,5.3.
22
11629

+
=
65,39
2,421
2,767
3
2,25
29
116
4
14,04
0
75,96
0

0,34
0,3
65,25
179,3
mm
mm
mm
mm
mm
răng
răng
Độ
Độ
mm
mm

mm
c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc .
*)Theo công thức 6.58[I] :
udb
ukT
zzz
m
H
HMH
...85,0
1..2
...
2
1
2
1
+
=


Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
14
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
Và
[ ]
HH


Trong đó ;

+z
M
:Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh
răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [I] , z
M
+z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc với
góc nghiêng
0
==
m

,tra bảng 6.(tr106),với
x
1
+x
2
=0
Do đó z
H

+z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo
công thức 6.59[I] : z

=
3
4

Theo công thức 6.60[I] thì

)(.
11
2,388,1
21
m
soc
zz
















+=
Thay số vào ta đợc :

Do đó z

=
3
74,14

+k
H
:Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ,

H
k
=

HHH
kkk ..
.
Trong đó :


H
k
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng
côn răng thẳng có:

H
k

H
k
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
trên các vành răng . Tra bảng 6.21[I] ,

H
k
Hv
k
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong
vùng ăn khớp
Theo công thức 6.63 [I] ,
Hv
k
=1+


HH
mH
kkT
db
.2
..
.1
1
;
Trong đó

H

=
u
ud
vg
m
H
)1(
...
1
0
+


274
1,76
1,74
0,87
1
1,55
MPa
1/3
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
15
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
d
m1
: Đờng kính trung bình của bánh răng côn
nhỏ , d

m1

v=

.d
m1
.n
1
/60000 =3,14.65,25.808/60000
Theo bảng 6.15[I] và 6.16 [I] ta có :vì HB
2
<
350,răng thẳng,không vát đầu răng nên
016,0;006,0
==
FH

; g
0
= 56 (Chọn cấp chính
xác 8)
Thay số vào ta đợc :

4
)14.(25,65
.76,2.56.006,0
+
=
H

+Chiều rộng vành răng b = k
be
. R
e
= 0,25.179,3
=> Vậy : k
Hv
=
8,37.44,83.65, 25
1
2.17330.1,55.1
+

+ Do đó k
H
= 1,55 .1.1,42
Thay các giá trị vừa tính đợc vào 6.58[I] :

4.25,65.35,41.85,0
17.2,2.17330.2
.87,0.76,1.274
2
=
H


Nh vậy
H

<
[ ]
MPa536
=

.Do đó đảm bảo về độ
bền tiếp xúc.
65,25
2,76
8,37
44,83
1,42
2,2
304,06
mm
m/s
mm
mm
MPa
d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.65[I] :
1
11
1
...85,0
.....2
mtm
FF
F

dmb
YYYkT


=
.
Trong đó :

FvFFF
kkkk ..

=
;
Với : (tra bảng 6.21)

)..2/(..1
11




FFmFFv
F
F
kkTdbk
k
k
+=
=
=

1,44
1
22,33
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
16
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị

4
5.25,65
.76,2.56.016,0
=
F


+Do đó :
k
Fv
=1+22,33.41,35.65,25/(2.17330.1,86.1)
=> k
F
= 1,44.1.2,2
+Với răng thẳng nên
0
0
=
n

mà

=
1

Y
140/
0
n




Y

+Xác định

Y
= 1/


với


=1,74 => Y


+Xác định Y
F1
và Y
F2
.

Với các số răng tơng đơng :
z
V1
= z
1
/cos(
1

) = 29/cos(14,04
0
)
z
v2
= z
2
/cos(
2

) = 116/cos(75,96
0
)
x
1
= - x
2
= 0,3 . Tra bảng 6.18 ta đợc Y
F1


Y

F2
=
Với các thông số vừa tính đợc,tính giá trị
1F


1F

=
25,65.25,2.35,41.85,0
55,3.1.574,0.168,3.17330.2


55,3
63,3.41,49
.
1
21
2
==
F
FF
F
Y
Y



So sánh với
[ ] [ ]

21
;
FF

thì điều kiện về độ bền
đợc đảm bảo
2,2
3,168
1
0,574
29,89
478,15
3,55
3,63
43,36
44,34
MPa
MPa
e Kiểm nghiệm răng về quá tải
Với hệ số quá tải: k
qt
=T
max
/T =1,4

qtHH
k.
max

=

=
4,1.06,304

=>
[ ]
=< 1820
max
max HH

Thoả mãn điều kiện.
Theo 6.49 [I] :
4,1.36,43.
1max1
==
qtFF
k



4,1.34,44.
2max2
==
qtFF
k


=>
[ ]
560
max

1max1
=<
FF


[ ]
520
max
2max2
=<
FF

Nh vậy đảm bảo về quá tải
359,77
60,704
62,076
MPa
MPa
MPa
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
17
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
f Các thông số kích thớc bộ truyền bánh răng côn:
Chiều dài côn ngoài R
e
179,3 mm
Mô đun vòng ngoài m
te
3 mm

Môđun trung bình m
tm
2,25 mm
Chiều rộng vành răng b
w
44,83 mm
Tỷ số truyền u 4
Góc nghiêng của răng

0
0
Số răng Z
1
Z
2
29
116
Hệ số dịch chỉnh x
1
=-x
2
= 0,3
Theo các công thức bảng 6.19[I] ta tính đợc :
Đờng kính chia ngoài : d
e1

d
e2
87
348

mm
mm
Góc côn chia :
1


2

14,04
0
75,96
0
Chiều cao răng ngoài : h
e
6,6 mm
Chiều cao đầu răng ngoài : h
ae1
h
ae2

3,93
2,07
mm
Chiều cao chân răng ngoài : h
fe1
h
fe2

2,67
4,53

mm
mm
Đờng kính đỉnh răng ngoài : d
ae1

d
ae2
94,62
349
mm
mm
g Phân tích lực tác dụng của cặp bánh răng:
-lực vòng : Ft=2T1/dm
1
=2.58,02/(65,25.10
-3
)
-lực hớng kính của bánh 1:
F
r1
=F
t
.tg.cos
1
11,95.tg20.cos14,04
-lực dọc trục của bánh 1 :F
a1
=F
t
.tg.sin

1
+/đối với bánh 2 ta có :F
at2
=F
r1
;F
r2
ỳ
1

(về trị số còn chiều thì ngợc lại );
Hình vẽ thể hiện ở trang đầu ;
1611,95
569,17
142,33
N
N
N
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
18
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
Phần IV:
Thiết kế bộ truyền bánh trụ - răng
nghiêng cho hộp giảm tốc hai cấp
Nói chung thiết kế truyền động bánh răng gồm
các bớc sau:
- Chon vật liệu.
- Xác định ứng xuất cho phép.
- Tính các yếu tố ảnh hởng đến khả năng

làm việc của bộ truyền và kiểm nghiệm răng về
độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và quá tải.
- Xác định các kích thớc hình học của bộ
truyền.
I. Chọn vật liệu:
Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền ta
thấy rằng, bộ truyền có tải trọng không lớn nhng cần có tuổi thọ cao,
tải trọng va đập nhẹ, bộ truyền quay hai chiều, đáp ứng số ca làm
việc nhiều, ta chọn vật liệu cả hai cấp bánh răng là vật liệu nhóm 1
(Độ rắn HB 350) theo Bảng 6.1 tr92 [I] (tham khảo các hàm mục
tiêu trong Tự động TTTKCTM-Ngô Văn Quyết )
Bảng: Các đặc trng của vật liệu
Bánh răng Vật liệu
Kích
thớc s
HB

b
MPa

ch
MPa
Bánh nhỏ 40X-tôi cải thiện <` 270
950 700
Bánh lớn 45X-tôi cải thiện <0 260
850 650
II. Xác định ứng suất cho phép:
Công thức tính ứng suet tiếp xúc và ứng suet uốn
cho phép:

[ ]
HLxHVR
H
H
H
KKZZ
S
....
0
lim


=
(6.1a tr91
[I])
[ ]
FLFCxFSR
F
F
F
KKKYY
S
.....
0
lim


=
(6.2a
tr91 [I])

Trong đó:
+ Z
R
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng
làm việc.
+ Z
v
- Hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc
vòng. Với HB < 350 thì Z
V
= 0,85v
0,1

+ K
xH
- Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc
bánh răng.
+S
F
- Hệ số an toàn khi tính về uốn,

Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
19
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
+Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám
mặt lợn chân răng.
+Y

S
-Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với
tập trng ứng suất.
Y
S
=1,08 0,0695 ln(m) (m: môđun)
+K
xF
- Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh h-
ởng đến bền uốn.
+
0
limH

,
0
limF

ứng suất tiếp xúc, ứng xuất
uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.
+ K
FC
Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải( đặt
tải cả 2 phía K
FC
= 0,7.)
+ S
H
, S
F

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.
+ K
HL
, K
FL
- Hệ số tuổi thọ khi xét ảnh hởng
của chế độ tải và thời hạn phục vụ của bộ truyền.
K
HL
=
ò
m
HE
HO
N
N
(Công thức 6.3 tr93 [I])
K
FL
=
mF
FE
FO
N
N
(Công thức 6.4 tr93 [I])
Trong đó :
. m
H
, m

F
Bậc của đơng cong mỏi khi thử về
tiếp xúc và uốn.
. N
HO
Số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi
thử về tiếp xúc
N
HO
= 30
4,2
HB
H
. N
FO
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử
về uốn bằng
4.10
6
với tất cả các loại thép.
. N
HE
, N
FE
số chu kì thay đổi ứng suất tơng đ-
ơng; tải trong động:
iHE
tnTTicN
1
3

max)/(60

=
(Cthức 6.7
tr 93 [I])
i
mF
FE
tnTTicN
1
max)/(60

=
(Cthức 6.8
tr 93 [I])
A Bánh răng nhỏ:
* Trong bớc tính sơ bộ lấy
xHVR
KZZ ..
= 1 và
xFSR
KYY ..
=1
Với HB1'0
Bảng 6.2 tr94 [I] ta có :
0
limH

= 2HB + 70

0
limF

= 1,8 HB.
S
H
= 1,1.
S
F
= 1,75
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
20
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
- N
HO1
= 30.270
2,4
= 2,05.10
7
-
=+=+=
70270.270.2
1
0
1lim
HB
H

610 MPa

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tổng cộng









=
2
1
3
max
31
....60
t
t
T
T
tnN
ii
HE
=
60.202.30576.( 1
3
.0,5 + 0,8
3
.0,5 )

=

28.10
7
Vì N
HE1
>N
HO1
do đó K
HL
= 1
=>
[ ]
==
1,1
1.610
1H

554,54 MPa

===
270.8,1.8,1
1
0
1lim
HB
F

486 MPa

=
t
t
T
T
tnN
ii
FE
....60
6
max
31
=

)5,0.8,05,0.1(30576.202.60
66
+
=
23,38
x10
7
Vì N

FE1
>N
FO1
do đó K
FL
= 1
=>
[ ]
===
1.7,0.
75,1
486
..
1
0
1lim
1 FLFC
F
F
F
KK
S


194,4 MPa
B Bánh răng lớn:
Chọn HB
2
= 260 , suy ra
- N

HO2
0.260
2,4
= 1,87.10
7

70260.270.2
2
0
2lim
+=+= HB
H

=
590
MPa
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng:

===
4
10.28
7
1
1
2
u
N
N
HE
HE

7.10
7
Vì N
HE2
>N
HO2
do đó K
HL2
= 1
=>
[ ]
==
1,1
1.590
2H

536,36
MPa

260.8,1.8,1
2
0
2lim
==
HB
F

=
468 MPa
Vì N

FE2
>N
FO2
do đó K
FL2
= 1

[ ]
1.7,0.
75,1
468
..
1
0
2lim
2
==
FLFC
F
F
F
KK
S


=
165,60 MPa

[ ]
[ ] [ ]

=
+
=
2
21 HH
H


(554,54+536,36)/2
Vậy ta có
[ ] [ ]
45,67036,536.25,125,1
min
==<
HH


=> thoả mãn
545,45 MPa
C.
ứng suất cho phép khi quá tải:(CT 6.13và 6.14
Tr96)
[ ]
650.8,28,2
2
max
==
chH

[ ]
700.8,08,0
1
1max
==
chF


1820
560
520
MPa
MPa
MPa
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
21
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
[ ]
650.8,08,0
2
2max
==
chF

=
III. Xác định thông số cơ bản của bánh răng:
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức :(Ct 6.15a tr 96 [I])

3
2
1
][
)1(
baH
H
aw
u
KT
uKa


+=
Trong đó:
-K
a
Hệ số phụ thuộc vật lệu và loại răng, bảng 6.5
[I]
Ka=
43 Mpa
1/3
- T
1
mômen xoắn trên trục chủ động (T
III
) 218290 Nmm
-
ba

Hệ sô theo bảng 6.6 [I]
bằng
Theo công thức 6.16 có
bd

=0,5
ba

(u+1)
=0,725
Từ đó ta có hệ số

H
K
sau
0,3
-

H
K
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.
Bảng 6.7[I] ta có

H
K
=
1,1
=+=
3

2
3,0.832,3.45,545
1,1.218290
)1832,3(43
w
a
Lấy a
w
!0 (mm)
184,7 mm
IV. Xác định các thông số ăn khớp:
1. Mođun:
Theo công thức :(6.17 [I])
m=(0,01ữ0,02).a
w
=(0,01ữ0,02).190=2,1 ữ 4,2
mm
Theo tiêu chuẩn(bảng 6.8 [I]) lấy m
=
3 mm
2. Xác định số răng góc nghiêng hệ số dịch chỉnh:
- chọn sơ bộ góc nghiêng :
o
- theo công thức 6.18 [I]:
)1832,3.(3
10185.2
)1(
2
1
+

=
+
=
Cos
um
Cosa
z
w


- z
2
=u.z
1
=3,832.28
lấy z
2
8 (răng)
- tính lại:(công thức 6.32 [I])
Cos = m.(z
1
+z
2
)/(2.a
w
) = 3.(28+108)/(2.210)
==>
-Tỷ số truyền thực của cặp bánh răng là:
u
m

=z
2
/z
1
8/28
28
107,3
0.971
13,73
o
3,85
Răng
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
22
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
- Sử đụng bánh răng không dịch chỉnh
Tính vận tốc vòng của bánh răng
V. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng phải thoả mãn :(Ct
6.33 [I])
][
)1(2
2
1
1
H
ww
H
HMH

udb
uKT
ZZZ



+
=
Trong đó:
Z
M
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu, tra bảng 6.5 ta
có Z
M
274
Mpa-
3
1
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng mặt tiếp xúc, theo
công thức 6.34 [I] Z
H
=
twb
SinCos

2/.2

Với

twt

=
=arctg(
)cos/

tg
=arctg(tg20/0,981)


tgtg
tb
.cos
=
=cos20,535.tg13,73
=0,185
=>
b

,88
o
Do đó: Z
H
=
2. (12,88) / (2.20,535)Cos Sin

=
20,535
o
1,72

Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
theo CT 6.37 (tr 105) ta có :

)/(sin


mb
w
=
=0,3.210.sin13,73/(3.3,14)

==


Coszz )]/1/1(2,388,1[
21
do đó theo 6.36c [I] ta có :
Z

=
==
779,111


1,14
1,68
0,77
K

H
: Hệ số tải khi tính về tiếp xúc, theo 6.39 [I]
HvHHH
KKKK

=
đờng kính vòng lăn bánh nhỏ :d
w1
*
w
/(u
m
+1)
Vận tốc vòng
1 1
. .
3,14.84.202
60000 60000
w
d n
v

= = =
Theo bảng 6.13(tr107) với v< 2,5 m/s nên
chọn cấp chính xác là 9 . Từ bảng6.14[I] ta có

H
K
(

H
K
Hệ số kể đến sự phấn bố không đều
tải trọng cho các đôi răng)
Hv
K
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện
trong vùng ăn khớp, theo CT 6.41 [I] ta có:
1
1
0,88.63.76, 44
1 1
2 2.218290.1,1.1,13
H w w
Hv
H H
b d
K
T K K


= + = + =
84
0,81
1,13
mm
m/s
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
23

STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị
Với
/ 0,002.73.0,81. 210 / 3,84
H H o w
g v a u

= =
=
1,03
0,88
Vậy => K
H
= 1,1.1,13.1,03 = 1,133

H
=
2
274.1,72.0,77. 2.218290.1,133.4,85 /(63.3,85.84 )
=
429,64 MPa
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho
phép :
Với v=0,83 m/s <5 =>Z
v
=1,độ chính xác động
học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc
là 8 nên cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5
1,25
m
à

do đó Z
R
=0,95, với d
a
,5<700 nên
K
xH
=1. Theo CT6.1 ta có:
[
H
] = [
H
].Z
V
.Z
R
K
XH
T5,45.1.0,95.1
Ta thấy rằng
H
< [
H
] ;
518,17 Mpa
Vậy răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc
VI. Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn :
Theo công thức 6.43 ứng suất uốn phải thoã mãn:
][
2

1
1
11
1 F
ww
FF
F
mdb
YYYKT


=
][
2
1
2
12 F
F
F
FF
Y
Y

=
Trong đó :


Y
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y
= 1/


= 1/1,75 =
0,57

Y
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y
=1 - /140 = 1- 13,73/140 =
0,92
1F
Y
,
2F
Y
Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ
thuộc số răng tơng đơng
z
V1
= z
1
/(Cos )
3
= 28/(cos 13,73)
3
= 26,47
z

V2
= z
2
/(Cos )
3
= 108/(cos 13,73)
3
=
101,66
Tra bảng 6.18 ta có :

1F
Y

2F
Y
=
3,89
3,60
F
K
Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo 6.45 [I]
FVFFF
KKKK

=
với :
Với cấp chính xác 9 nên từ bảng 6.14 1,37
1,21
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.
24
STT Nội dung tính toán Kết quả Đơn vị

F
K

Với
bd

=0,725 từ bảng 6.7 ta có

F
K
Fv
K
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện
trên vùng ăn khớp khi tính về uốn , theo 6.46 [I]:
1
1
2,65.63.84
1 1
2.218290.1, 21.1,37
F W W
FV
F F
v b d
K
T K K

= + = +

Trong đó theo 6.47 có :
/ 0,006.73.0,821. 210 / 3,85
F F o w
g v a u

= =
1,019
2,65
K
F
= 1,21.1,37.1,019 = 1,68
1
2.218290.1,68.0,57.0,92.3,89
63.84.3
F

= =

94,24 MPa
===
89,3
60,3
5,116.
1
2
12
F
F

FF
Y
Y

87,2 MPa
Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:
[
F1
] = [
F1
].Y
R
Y
S
K
XF

[
F2
]= [
F2
].Y
R
Y
S
K
XF

Trong đó với m=3mm=> Y
S

=1,08-0,0695ln(3)
(là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu tới tập trung
ứng suất)
Hệ số xét tới ảnh hởng của độ nhám mặt l-
ợn chân răng Y
R
= 1
Hệ số xét đến kích thớc của răng ảnh hởng
tới độ bền uốn K
xF
=1 (d
a
<400mm)
Vậy [
F1
] = 194,4.1.1,0036.1
[
F1
] 5,6.1.1,0036.1 =
1,0036
195
166,19
MPa
MPa
Vậy sức bền uốn của bộ truyền bào đảm.
VII Kiểm nghiệm răng về độ bền tải:
Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất
tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.
Với hệ số quá tải :K
qt

= T
max
/T=1,4
4,1..
==
qtHHqt
K

.521,21
1 1
.
F qt F qt
K

= =
1,4. 94,24
2 2
.
F qt F qt
K

= =
1,4. 87,2
Theo tính toán phần trên
[
H
]
max
20; [
F1

]
max
V0; [
F2
]
max
R0
Bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải.
616,7
131,93
122,1
Mpa
Mpa
Mpa
Mpa
Phân tích lực tác dụng
- Lực vòng :
1 1
2. / 2.218290 / 86,47
t
F T d= = =
5048,92 N
- Lực dọc trục :
==
tg.FF
ta
5048,92.tg(13,73)=
1233,59 N
Đồ án CTM Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Thực hiện: Bùi Xuân Sơn.

25