CHƯƠNG VII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY TẠO HÌNH MẶT LỐP XE ĐẠP 2 MÀU Φ150 mm

Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
CHƯƠNG VII:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY TẠO HÌNH MẶT LỐP XE ĐẠP 2
MÀU Φ150 mm
7.1. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC.
7...1 Các số liệu ban đầu.
Thực tế lấy từ công ty cổ phần cao su Đà Nẵng:
+ Số vòng quay trục cán hình mặt lốp: n
t
= 19 (v/ph)
+ Lực ép của trục luyện trong quá trình làm việc:P
LV
= 67 (KN)
+ Đường kính trục luyện: D
t
= 150 (mm)
7...2 Tính chọn động cơ điện truyền động chính.
- Ta có công suất làm việc của trục luyện được tính theo tài liệu [TKCTM]

1000
LVLV
LV
VP
N
×
=
(KW) (1)
Trong đó:
+ P
LV
: Lực ép của trục luyện (N)

+ V
LV
: Vận tốc dài của trục luyện (m/s)
100060
2
×
××
=
tt
LV
nD
V
π
(m/s) (2)
Với: + D
t
: Đường kính trục luyện (mm)
+ n
t2
:Số vòmh quay trục luyện bị động (v/ph)
- Thay số vào công thức (2) ta được:
15.0
100060
1915014.3
=
×
××
=
LV
V

(m/s)
- Thay số vào công thức (1) ta lại được:
05.10
1000
15.01067
3
=
××
=
LV
N
(KW)
- Công suất cần thiết của động cơ truyền động chính là:
η
LV
dc
N
N
=
(KW) (3)
Trong đó:
+
η
: Hiệu suất truyền động (Xem hình 6.1) ta có:
243
OTBROLK
ηηηηη
×××=
(4)
Với: +

K
η
= 1: Hiệu suất của khớp nối trục.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 52 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
+
OL
η
= 0.99: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
+
BR
η
= 0.98: Hiệu suất của một cặp bánh răng.
+
OT
η
= 0.99:Hiệu suất của một cặp ổ trượt.
- Thay số vao công thức (4) ta có:
904.099.098.099.01
33
=×××=
η
- Thay vào lại công thúc (3) ta được:
12.11
904.0
05.10
==
dc
N
(KW)

- Vậy ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức sao cho có
dcdm
NN
≥
. Trong tiêu chuẩn chọn động cơ điện thì có nhiều loại động cơ thoả mản
điều kiện này, nhưng ta chọn theo Bảng 2P/323_[TKCTM] được loại động cơ che kín
có quạt gió loại AO
2
72-6 có các thông số sau:
+ Công suất động cơ là: N
dm
= 13 (KW)
+ Số vòng quay động cơ là: n = 1460 (v/ph)
+ Khối lượng động cơ là: M = 135 (Kg)
7...3 Chọn sơ đồ hộp giảm tốc.
- Ta thấy yêu cầu trục ra của máy luyện hở là tương đối nhỏ n
t2
= 19 (v/ph)
trong khi đó tốc độ trục ra của động cơ điện là rất lớn n
dc
= 1460 (v/ph). Nên tỷ số
truyền chung của máy là rất lớn, vì vậy mà ta cần phải đặt thêm hộp giảm tốc để giảm
tốc độ trục ra động cơ trước khi truyền cho trục luyện, tuy nhiên ta củng nên để ý đến
kết cấu của nó.
- Để kết cấu hộp giảm tốc nhỏ gọn thì ta phải thêm một bộ truyền đai hay bộ
truyền xích trước nó nhằm giảm tốc độ quay, nhưng ở đây do yêu cầu của kết cấu
máy không cho phép và để đảm bảo điều kiện về độ ổn định và độ an toàn sử dụng và
để máy được nhỏ gọn hơn ta thiết kế cặp Bánh răng-Bánh đà dặt sau hộp giảm tốc để
giảm tốc độ ở trục ra trước khi truyền đến trục luyện của máy.
- Ta chọn hộp giảm tốc Bánh răng trụ-Răng nghiên 2 cấp tốc độ khai triển để

khử được lực dọc trục trong quá trình làm việc của máy và tỷ số truyền của hộp này
trong khoảng i = (8 – 30).
Sơ đồ hộp giảm tốc 2 cấp tốc độ như hình 7.1
+ I : Trục vào (trục I) hộp giảm tốc.
+ II: Trục trung gian (trục II) hộp giảm tốc.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 53 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
I
II
III
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
+ III: Trục ra (trục III) hộp giảm tốc.
Hình 7.1: Sơ đồ kết cấu hộp giảm tốc 2 cấp tốc độ.
7...4 Phân bố tỷ số truyền.
- Xem hình 6.1: sơ đồ dộng của máy luyện hở Φ250 mm
- Ta có tỷ số truyền chung là:
84.76
19
1460
2
===
t
dc
c
n
n
i
- Mà theo hình 6.1 thì ta lại có tỷ số truyền chung được xác định như sau:
BRtc
iii
×=

(5)
Trong đó:
+ i
t
: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc.
+ i
BR
: Tỷ số truyền của cặp Bánh răng-Bánh đà.
- Mặc khác ta có:
chnt
iii
×=
(6)
Với: + i
n
: Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh.
+ i
ch
: Tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm.
- Như ta đã biết tỷ số truyền là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước,
chất lượng của bộ truyền cơ khí, vì vậy việc chọn và phân bố tỷ số truyền hộp giảm
tốc i
t
cho các bộ truyền trong hộp phải tuân theo các nguyên tắc sau:
+ Kích thước và trọng lượng của hộp giảm tốc là nhỏ nhất.
+ Đảm bảo điều kiện bôi trơn là tốt nhất.
Như vậy với hộp giảm tốc mà ta chọn thì để cho các bánh răng bị dẫn của cấp
nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau, tức là đường kính của các
bánh răng phải xấp xỉ như nhau ta phân bố tỷ số truyền i
n

>i
ch
và i
n
= (1.2-1.3)i
ch
và
phải đảm bảo là i
t
thuộc khoảng (8-40).
- Để thoả điều kiện trên ta chọn i
t
= 20
- Từ công thức (6) ta có:



=
=
⇒=×
9.4
08.4
202.1
2
n
ch
ch
i
i
i

GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 54 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
- Thay số vào công thức (5) ta được:
842.3
20
84.76
===
t
c
BR
i
i
i
7...5 Xác định số vòng quay, công suất và mômen của các trục trong hộp
giảm tốc.
a. Số vòng quay các trục.
- Trục thứ nhất:
1460
==
dcI
nn
(v/ph)
- Trục thứ hai:
298
9.4
1460
===
n
dc
II

i
n
n
(v/ph)
- Trục thứ ba:
73
08.4
298
===
ch
II
III
i
n
n
(v/ph)
b. Công suất của các trục.
- Hiệu suất của các bộ truyền:
+ Hiệu suất bộ truyền bánh răng:
98.0
=
BR
η
+ Hiệu suất của một cặp ổ lăn:
99.0
=
OL
η
+ Hiệu suất của khớp nối:
1

=
K
η
- Công suất của các trục hộp giảm tốc:
+ Trục thứ nhất:
13
=×=
kdcI
NN
η
(KW)
+ Trục thứ hai:
49.1298.0)99.0(13
22
=××=××=
BROLIII
NN
ηη
(KW)
+ Trục thứ ba:
12.12)98.0()99.0(13
2323
=××=××=
BROLIIII
NN
ηη
(KW)
c. Mômen xoắn trên các trục.
Công thức xác định mômen xoăn trên các trục [3-53/55_TKCTM]
i

i
X
n
N
M
××=
6
1055.9
(Nmm) (7)
Trong đó: N
i
và n
i
là công suất và số vòng quay của trục thứ i trong 1 phút.
- Trục thứ nhất:
85034
1460
13
1055.9
6
=××=
I
M
(Nmm)
- TRục thứ hai:
8.400266
298
49.12
1055.9
6

=××=
II
M
(Nmm)
- Trục thứ ba:
7.1585561
73
12.12
1055.9
6
=××=
III
M
(Nmm)
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 55 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
- Lập bảng các kết quả tính được:
Để thuận tiện cho việc theo dõi các số liệu trong quá trình tính toán
thiết kế của máy luyện hở ta lập bảng thông số các trục của hộp giảm tốc như sau:
Bảng 7.1
Thông số/Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III
I 4.9 4.08
n
i
(v/ph) 1460 298 73
N
i
(KW) 13 12.49 12.12
M
i

(Nmm) 85034 400266.8 1585561.7
7...6 Thiết kế bộ truyền Bánh răng cấp nhanh.
Bộ truyền bánh răng cấp nhanh có cặp bánh trụ răng nghiên có các thông số:
+ Tỷ số truyền: i = 4.9
+ Số vòng quay: n
1
= 1460 (v/ph)
n
2
= 298 (v/ph)
+ Công suất trục: N
I
= 13 (KW)
Ta tiến hành xác định các thông số kích thước chủ yếu của bộ truyền và kiểm
tra các điều kiện bền theo điều kiện tải của nó như sau.
a. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
- Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C45 thường hoá có đường kính phôi
từ 100 – 300 (mm) [Bảng 3-8/40_TKCTM] có:
580
)1(
=
bk
σ
(N/mm
2
)
290
)1(
=
ch

σ
(N/mm
2
) HB
(1)
= 200
- Chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép C35 thường hóa có đường kính phôi
từ 300 – 500 (mm) [Bảng 3-8/40_TKCTM] có:
480
)2(
=
bk
σ
(N/mm
2
)
240
)2(
=
ch
σ
(N/mm
2
) HB
(2)
= 170
b. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uồn cho phép.
• Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép. [Cthức 3-1/38_TKCTM]
[ ] [ ]
'

0
N
Ntx
K
tx
×=
σσ
(8)
Trong đó:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 56 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
+
[ ]
tx
N
0
σ
(N/mm
2
): Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu
dài, phụ thuộc vào độ rắn HB [Bảng 3-9/43_TKCTM] ta có :
[ ]
tx
N
0
σ
= 2.6HB (N/mm
2
)
+

'
N
K
: Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc xác định theo
6
0
'
td
N
N
N
K
=
[Cthức 3-2/42_TKCTM]
Với: - N
0
: là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Tra [Bảng 3-9/43_TKCTM] ta có: N
0
= 10
7
.
- N
td
: Số chu kỳ tương đương.
- Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-4/42_TKCTM]
ii
Max
i
td

Tn
M
M
uN
××








∑××=
2
60
(9)
Trong đ ó:
+ M
i
(Nmm), n
i
(v/ph), T
i
(giờ): là mômen xoắn, số vòng quay trong một
phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ thứ i.
+ M
Max
(Nmm): Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng.
+ u =1: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.

Ta có: M
I
= 58034 (Nmm)
M
II
= 400266.8 = M
Max
(Nmm)
n
II
= 298 (v/ph)
+ Giả thiết răng máy làm việc 5 năm, mổi năm 300 ngày, mổi ngày làm 2
ca, một ca làm 8 giờ: nên
24000823005
=×××=
T
(giờ)
- Thay số vào (9) ta có: Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn
7
2
2
108.44240002981
8.400266
58034
160
×=××









+






××=
td
N
> N
0
Vậy khi tính ứng suất mỏi cho phép của cặp bánh răng này ta lấy

1
"'
==
NN
KK
vì
21 tdtd
NiN
×=
>N
0
Với: +

'
N
K
: là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc.
+
"
N
K
: là hệ số chu kỳ ứng suất uốn.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 57 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
- Thay số vào (8) ta có:
+ Với bánh răng nhỏ:
[ ]
1tx
σ
= 2,6HB
(1)
= 2,6
×
200 = 520 (N/mm
2
)
+ Với bánh răng lớn:
[ ]
2tx
σ
= 2,6HB
(2)
= 2,6

×
170 = 442 (N/mm
2
)
Chọn
[ ]
2tx
σ
= 442 (N/mm
2
) để tính toán
• Ứng suất uốn cho phép.
- Bộ truyền làm việc 1 chiều nên các răng trên bánh răng làm việc một mặt.
Vật liệu bánh răng là phôi rèn, thép thường hoá nên ứng suất uốn cho phép được xác
định theo [Cthức 3-6/42_TKCTM].
[ ]
( )
σσ
σσ
σ
Kn
K
Kn
K
NN
u
×
×÷
=
×

×
=
−
'
1
"
0
5.14.1
(N/mm
2
) (10)
Trong đó:
+ n = 1.5: Hệ số an toàn.
+
( )
bk
σσ
45.04.0
1
÷=
−
(N/mm
2
): Giới hạn mỏi của thép.
+
8.1
=
σ
K
: Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng.

-Thay số vào (10) ta được:
[ ]
6.138
8.15.1
158043.05.1
1
=
×
×××
=
u
σ
(N/mm
2
)
[ ]
7.114
8.15.1
148043.05.1
2
=
×
×××
=
u
σ
(N/mm
2
)
c. Sơ bộ chọn hệ só tải trọng K.

Có thể chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1.3 – 1.5, ta chọn K = 1.3 vì đây là bộ
truyền có khả năng chạy mòn.
d. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 58 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
Do bộ truyền bánh răng trụ nên hệ số chiều rộng bánh răng xác định theo công
thức:
A
b
A
=
ψ
vậy ta chọn
5.0
=
A
ψ
.
e. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A.
- Bộ truyền tải trọng lớn nên A được xác định theo[Cthức 3-10/45_TKCTM]
( )
[ ]
3
2
'
2
6
1005.1
1
n

NK
i
iA
A
tx
××
×
×








×
×
+≥
θψ
σ
(mm) (11)
Trong đó:
+ i = 4.9: Tỷ số truyền của bánh răng cấp nhanh.
+ K = 1.3: Hệ số tải trọng.
+
35.115.1
'
÷=
θ

: Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức
bền tiếp xúc bánh răng nghiên so với bánh răng thẳng, ta chọn
3.1
'
=
θ
.
+ n
2
= 298 (v/ph): Số vòng quay trục II.
+ N = N
I
= = 13 (KW): Công suất của trục I.
+
5.0
=
A
ψ
: Hệ số chiều rộnh bánh răng.
+
[ ]
2tx
σ
= 442 (N/mm): Ứng suất tiếp cho phép.
- Thay só vào (11) ta được:
( )
5.161
2983.15.0
133.1
9.4442

1005.1
19.4
3
2
6
=
××
×
×








×
×
+≥
A
(mm)
Vậy chọn A = 170 (mm)
f. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
- Tính vận tốc vòng.
Xác đ ịnh theo [Cthức 3-17/46_TKCTM]
( )
1100060
2
100060

111
+××
××
=
×
××
=
i
nAnD
V
ππ
(m/s)
( )
4.4
19.4100060
146017014.32
=
+××
×××
=
V
(m/s)
- Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: với vận tốc vòng của bánh răng đã
tính V < 5 (m/s) theo [Bảng 3-11/46_TKCTM] ta chọn cấp chính xác 9.
g. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A.
• Định chính xác hệ số tải trọng: Xác định theo[Cthức 3-
19/47_TKCTM]
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 59 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
K = K

tt
x K
d
(12)
Trong đó:
+ K
tt
: Hệ số tải trọng tập trung.
+ K
d
: Hệ số tải trọng động.
- Do bộ truyền có tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-20/47_TKCTM]
2
1
+
=
ttBang
tt
K
K
(13)
- Ta có chiều rộng bánh răng nhỏ là:
851705.0
=×=×=
Ab
A
ψ
(mm)
- Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ là:
6.57

19.4
1702
1
2
1
=
+
×
=
+
=
i
A
D
(mm)
- Do đó ta xác định được:
475.1
6.57
85
1
===
D
b
d
ψ
- Tra [Bảng 3-12/47_TKCTM] được
45.1
=
ttBang
K

- Thay số vào (13) có:
225.1
2
145.1
=
+
=
tt
K
- Vậy dựa vào hệ số
d
ψ
, vận tốc V, và cấp chính xác đã chọn, với giả thiết
bánh răng có
β
sin
5.2
n
m
b
≥
ta tra [Bảng 3-14/48_TKCTM] được K
d
= 1.4
- Vậy thay số vào (12) có hệ số tải trọng:
715.1225.14.1
=×=
K
• Định chính xác khoảng cách trục A: theo [Cthức 3-21/49_TKCTM]
5.186

4.1
715.1
170
3
3
===
sobo
sobo
K
K
AA
(mm)
Vậy ta chọn A = 187 (mm)
h. Xác định môdun(m
n
), số răng(Z), chiều rộng bánh răng(b), góc nghiên(β)
• Xác định môđun: xác định theo [Cthức 3-22/49_TKCTM]
m
n
= (0.01 – 0.02)A = (1.87 – 3.74) (mm)
- Chọn m
n
= 3 (mm)
- Chọn sơ bộ góc nghiên β = 15
0

• Xác định số răng các bánh răng: Theo [Cthức 3-24/49_TKCTM]
- Với bánh răng nhỏ:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 60 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu

( ) ( )
4.20
19.43
151872
1
2
0
1
=
+×
××
=
+
×
=
Cos
im
CosA
Z
n
β
(răng)
Chọn Z
1
= 21 (răng)
- Với bánh răng:
Z
2
= i x Z
1

= 4.9 x 21 = 102.9 (răng)
Chọn Z
2
= 103 (răng)
• Xác định góc nghi ên β: Theo [Cthức 3-28/50_TKCTM]
( ) ( )
98648.0
1872
310321
2
21
=
×
×+
=
×+
=
A
mZZ
Cos
n
β
→ β = 9.43
0
= 9
0
26
’

• Xác định chiều rộng bánh răng.

5.931875.0
=×=×=
Ab
A
ψ
(mm)
• Kiểm nghiệm lại giả thiết chọn K
d
ở trên
78.45
269sin
35.2
sin
5.2
'0
=
×
=≥
β
n
m
b
(mm)
Vậy điều kiện thoả mãn.
k. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.
- Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng là kiểm tra ứng suất sinh ra trong chân
răng, với bánh răng trụ răng nghiên theo [Cthức 3-34/51_TKCTM] ta có:
[ ]
u
n

u
nbZmy
NK
δ
θ
δ
≤
×××××
×××
=
''2
6
101,19
(N/mm
2
) (14)
Trong đó:
+ K = 1.715: Hệ số tải trọng.
+ N = 13 (KW): Công suất bộ truyền lấy theo trục I.
+ y: Hệ số dạng răng với mổi bánh răng được chọn
theo số răng tương đương.
+ m
n
= 3: Môđun pháp của bộ truyền.
+ Z
1
= 21 (răng): Số răng bánh răng nhỏ.
+ Z
2
= 103 (răng): Số răng bánh răng lớn.

+ n = 1460 (v/ph): Số vòng quay bộ truyền.
+ θ
”
= (1.4 – 1.6): Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo
sức bền uốn cua rbánh răng, ta chon θ
”
= 1.5.
+ b = 93.5 (mm): Bề rộng bánh răng.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 61 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
+
[ ]
u
δ
: (N/mm
2
) Ứng suất uốn cho phép.
- Do bánh răng nghiên nên ta có:







===
===
4.104
269
103

29.21
269
21
'022
2
2
'022
1
1
CosCos
Z
Z
CosCos
Z
Z
tdd
td
β
β

- T ừ đó ta chọn theo [Bảng 3-14/48_TKCTM] được:



=
=
517.0
4.0
2
1

y
y
- Thay vào công thức (14) ta được:
+ Kiểm nghiệm với bánh răng nhỏ:
5.27
5.114605.932134.0
13715.1101,19
2
6
1
=
×××××
×××
=
u
δ
(N/mm
2
)
Vậy
[ ]
6.1138
1
1
=
u
u
σδ

(N/mm) nên điều kiện được thoả mản.

+ Kiểm nghiệm với bánh răng lớn:
28.21
517.0
4.0
5.27
2
1
22
=×=×=
y
y
uu
σδ
(N/mm
2
)
Vậy
[ ]
7.114
2
2
=
u
u
σδ

(N/mm) nên điều kiện được thoả mản.
l. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột.
Trong điều kiện làm việc của máy có thể xảy ra hiện tượng quá tải đột ngột do
các quá trình: mở máy, hãm máy hay vật liệu cấp quá quy định và một số sự cố khác

nên ta cần kiểm tra điều kiện quá tải của bánh răng.
Chọn hệ só quá tải K
qt
= 1.8
- Ta tiến hành kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải theo
[Cthức 3-41/53_TKCTM]
[ ]
txqt
qttxtxqt
K
σσσ
≤×=
(N/mm
2
) (15)
Trong đó:
+
tx
σ
: Ứng suất tiếp xúc tính theo [Cthức 3-14/45_TKCTM]
( )
2
3
6
'
11005,1
nb
NKi
iA
tx

××
××±
×
×
=
θ
σ
(N/mm
2
)
• Với bánh răng nhỏ:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 62 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
( )
4.407
2985.933.1
13715.119.4
9.4187
1005,1
3
6
1
=
××
××+
×
×
=
tx
σ

(N/mm
2
)
• Với bánh răng lớn:
( )
4.399
2985.933.1
49.12715.119.4
9.4187
1005,1
3
6
2
=
××
××+
×
×
=
tx
σ
(N/mm
2
)
+
[ ]
txqt
σ
: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.
Với bánh răng làm bằng thép có độ rắn bề mặt HB < 350 ta có theo

[Cthức 3-43/53_TKCTM] và [Bảng 3-9/43_TKCTM] ta có:
[ ] [ ]
HB
txNtxqt
6.25.25.2
0
×==
σσ
(N/mm
2
• Với bánh răng nhỏ:
[ ]
( )
13002006.25.26.25.2
1
1
=××=×=
HB
txqt
σ
(N/mm
2
)
• Với bánh răng lớn:
[ ]
( )
11051706.25.26.25.2
2
2
=××=×=

HB
txqt
σ
(N/mm
2
)
Thay số vào (15) ta có:
6.5468.14.407
1
=×=
txqt
σ
(N/mm
2
)
[ ]
1txqt
σ
≤
8.5358.14.399
2
=×=
txqt
σ
(N/mm
2
)
[ ]
2txqt
σ

≤

Vậy điều kiện kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khiquá
tải thoả mản.
- Ta tiến hành kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải theo
[Cthức 3-42/53_TKCTM]
[ ]
uqt
qtuuqt
K
σσσ
≤×=
(N/mm
2
) (16)
Trong đó:
+
u
σ
: Ứng suất uốn tính theo [Cthức 3-34/51_TKCTM]





=
=
)/(28.21
)/(5.27
2

2
2
2
mmN
mmN
u
u
σ
σ

+
[ ]
uqt
σ
: Ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
Xác định theo [Cthức 3-46/53_TKCTM] ta có:
[ ]
ch
uqt
σσ
8.0
=
(N/mm
2
)
Với
ch
σ
: là giới hạn chảy của vật liệu
• Với bánh nhỏ:

GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 63 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
[ ]
2322908.08.0
)1(
1
=×=×=
ch
uqt
σσ
(N/mm
2
)
• Với bánh lớn:
[ ]
( )
1922408.08.0
2
2
=×=×=
ch
uqt
σσ
(N/mm
2
)
Thay số vào (16) ta có:
5.498.15.27
1
=×=

uqt
σ
(N/mm
2
)
[ ]
1uqt
σ
≤
3.388.128.21
2
=×=
uqt
σ
(N/mm
2
)
[ ]
2uqt
σ
≤

Vậy điều kiện kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải thoả
mản.
► Tóm lại trong trường hợp máy làm việc bị qúa tải đột ngột thì các ứng suất
uốn, ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra vẫn được đảm bảo điều kiện bền.
m. Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.
- Các công thức xác định theo [Bảng 3-2/36_TKCTM]
1. Môđun pháp: m
n

= 3 (mm)
2. Số răng:



=
=
103
21
2
1
Z
Z
(răng)
3. Góc ăn khớp:
0
20
=
α
4. Góc nghiên răng:
'0
269
=
β
5. Khoảng cách trục: A = 187 (mm)
6. Chiều rộng bánh răng:b = 93.5 (mm)
7. Chiều cao răng: h = 2.25m
n
= 6.75 (mm)
8. Độ hở hướng tâm: C = 0.25m

n
= 0.75
9. Đường kính vòng chia, vòng lăn bánh răng:







=
×
==
=
×
==
3.310
8.63
2
22
1
11
β
β
Cos
Zm
dd
Cos
Zm
dd

n
c
n
c
(mm)
10. Đường kính vòng đỉnh răng:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 64 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu



=+=
=+=
3.3162
8.692
22
11
nce
nce
mdD
mdD
(mm)
11. Đường kính vòng chân răng:



=−−=
=−−=
8.30222
3.5622

22
11
CmdD
CmdD
nci
nci
(mm)
n. Tính lực tác dụng lên bộ truyền.
- Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng được chia làm 3 thành phần chính là:
+ Lực vòng: P (N)
+ Lực hướng tâm: P
r
(N)
+ Lực dọc trục: P
a
(N)
- Phương chiều các lực được biểu diễn như Hình 7.2
Hình 7.2: Sơ đồ biểu diễn phương chiều các lực trong bộ truyền.
- Giá trị các lực được xác định theo [Cthức 3-50/54_TKCTM]
+ Lực vòng:
8.2769
8.63
8503422
=
×
==
d
M
P
x

(N)
+ Lực hướng tâm:
8.1029
4611
208.2769
'0
0
=
×
=
×
=
Cos
tg
Cos
tgP
P
n
r
β
α
(N)
+ Lực dọc trục:
5.57746118.2769
'0
=×=×=
tgtgPP
a
β
(N)

GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 65 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
1
2
T
r
u
ûc

I
T
r
u
ûc
I
I
1
T
r
u
ûc

I
P
a
1
P
1
P
s
1

2
T
r
u
ûc
I
I
P
s
1
P
2
P
a
2
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
7...7 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm.
Bộ truyền bánh răng cấp chậm có cặp bánh trụ răng nghiên có các thông số:
+ Tỷ số truyền: i = 4.08
+ Số vòng quay: n
1
= 298 (v/ph)
n
2
= 73 (v/ph)
+ Công suất trục: N
I
= 12.49 (KW)
Ta tiến hành xác định các thông số kích thước chủ yếu của bộ truyền và kiểm
tra các điều kiện bền theo điều kiện tải của nó như sau.

a. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
- Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C45 thường hoá có đường kính phôi
từ 100 – 300 (mm) [Bảng 3-8/40_TKCTM] có:
580
)1(
=
bk
σ
(N/mm
2
)
290
)1(
=
ch
σ
(N/mm
2
) HB
(1)
= 210
- Chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép C40 thường hóa có đường kính phôi
từ 500 – 750 (mm) [Bảng 3-8/40_TKCTM] có:
500
)2(
=
bk
σ
(N/mm
2

)
250
)2(
=
ch
σ
(N/mm
2
) HB
(2)
= 180
b. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uồn cho phép.
• Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép. [Cthức 3-1/38_TKCTM]
[ ] [ ]
'
0
N
Ntx
K
tx
×=
σσ
(17)
Trong đó:
+
[ ]
tx
N
0
σ

(N/mm
2
): Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu
dài, phụ thuộc vào độ rắn HB [Bảng 3-9/43_TKCTM] ta có :
[ ]
tx
N
0
σ
= 2.6HB (N/mm
2
)
+
'
N
K
: Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc xác định theo
6
0
'
td
N
N
N
K
=
[Cthức 3-2/42_TKCTM]
Với: - N
0
: là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

Tra [Bảng 3-9/43_TKCTM] ta có: N
0
= 10
7
.
- N
td
: Số chu kỳ tương đương.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 66 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
- Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-4/42_TKCTM]
ii
Max
i
td
Tn
M
M
uN
××








∑××=
2

60
(18)
Trong đ ó:
+ M
i
(Nmm), n
i
(v/ph), T
i
(giờ): là mômen xoắn, số vòng quay trong một
phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ thứ i.
+ M
Max
(Nmm): Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng.
+ u = 1: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.
Ta có: M
II
= 400266.8 (Nmm)
M
III
= 1585561.7 = M
Max
(Nmm)
n
III
= 73 (v/ph)
+ Giả thiết răng máy làm việc 5 năm, mổi năm 300 ngày, mổi ngày làm 2
ca, một ca làm 8 giờ: nên
24000823005
=×××=

T
(giờ)
- Thay số vào (18) ta có: Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn
7
2
2
102.1124000731
7.1585561
8.400266
160
×=××








+






××=
td
N
> N

0
Vậy khi tính ứng suất mỏi cho phép của cặp bánh răng này ta lấy

1
"'
==
NN
KK
vì
21 tdtd
NiN
×=
>N
0
Với: +
'
N
K
: là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc.
+
"
N
K
: là hệ số chu kỳ ứng suất uốn.
- Thay số vào (17) ta có:
+ Với bánh răng nhỏ:
[ ]
1tx
σ
= 2,6HB

(1)
= 2,6
×
210 = 546 (N/mm
2
)
+ Với bánh răng lớn:
[ ]
2tx
σ
= 2,6HB
(2)
= 2,6
×
180 = 468 (N/mm
2
)
Chọn
[ ]
2tx
σ
= 468 (N/mm
2
) để tính toán
• Ứng suất uốn cho phép.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 67 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
- Bộ truyền làm việc 1 chiều nên các răng trên bánh răng làm việc một mặt.
Vật liệu bánh răng là phôi rèn, thường hoá nên ứng suất uốn cho phép được xác định
theo [Cthức 3-6/42_TKCTM].

[ ]
( )
σσ
σσ
σ
Kn
K
Kn
K
NN
u
×
×÷
=
×
×
=
−
'
1
"
0
5.14.1
(N/mm
2
) (19)
Trong đó:
+ n = 1.5: Hệ số an toàn.
+
( )

bk
σσ
45.04.0
1
÷=
−
(N/mm
2
): Giới hạn mỏi của thép.
+
8.1
=
σ
K
: Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng.
-Thay số vào (19) ta được:
[ ]
6.138
8.15.1
158043.05.1
1
=
×
×××
=
u
σ
(N/mm
2
)

[ ]
4.119
8.15.1
150043.05.1
2
=
×
×××
=
u
σ
(N/mm
2
)
c. Sơ bộ chọn hệ só tải trọng K.
Có thể chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1.3 – 1.5, ta chọn K = 1.3 vì đây là bộ
truyền có khả năng chạy mòn.
d. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.
Do bộ truyền bánh răng trụ nên hệ số chiều rộng bánh răng xác định theo công
thức:
A
b
A
=
ψ
vậy ta chọn
5.0
=
A
ψ

.
e. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A.
- Bộ truyền tải trọng lớn nên A được xác định theo[Cthức 3-10/45_TKCTM]
( )
[ ]
3
2
'
2
6
1005.1
1
n
NK
i
iA
A
tx
××
×
×








×

×
+≥
θψ
σ
(mm) (20)
Trong đó:
+ i = 4.08: Tỷ số truyền của bánh răng cấp nhanh.
+ K = 1.3: Hệ số tải trọng.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 68 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
+
35.115.1
'
÷=
θ
: Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền
tiếp xúc bánh răng nghiên so với bánh răng thẳng, ta chọn
3.1
'
=
θ
.
+ n
2
= 73 (v/ph): Số vòng quay trục II.
+ N = N
I
= 12.49 (KW): Công suất của trục I.
+
5.0

=
A
ψ
: Hệ số chiều rộnh bánh răng.
+
[ ]
2tx
σ
= 468 (N/mm): Ứng suất tiếp cho phép.
- Thay số vào (20) ta được:
( )
5.238
733.15.0
49.123.1
08.4468
1005.1
19.4
3
2
6
=
××
×
×









×
×
+≥
A
(mm)
Vậy chọn A = 250 (mm)
f. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
- Tính vận tốc vòng.
Xác đ ịnh theo [Cthức 3-17/46_TKCTM]
( )
1100060
2
100060
111
+××
××
=
×
××
=
i
nAnD
V
ππ
(m/s)
( )
02.1
108.4100060

29825014.32
=
+××
×××
=
(m/s)
- Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: với vận tốc vòng của bánh răng đã
tính V < 5 (m/s) theo [Bảng 3-11/46_TKCTM] ta chọn cấp chính xác 9.
g. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A.
• Định chính xác hệ số tải trọng: Xác định theo[Cthức 3-
19/47_TKCTM]
K = K
tt
x K
d
(21)
Trong đó:
+ K
tt
: Hệ số tải trọng tập trung.
+ K
d
: Hệ số tải trọng động.
- Do bộ truyền có tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-20/47_TKCTM]
2
1
+
=
ttBang
tt

K
K
(22)
- Ta có chiều rộng bánh răng nhỏ là:
1252505.0
=×=×=
Ab
A
ψ
(mm)
- Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ là:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 69 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
4.98
108.4
2502
1
2
1
=
+
×
=
+
=
i
A
D
(mm)
- Do đó ta xác định được:

27.1
4.98
125
1
===
D
b
d
ψ
- Tra [Bảng 3-12/47_TKCTM] được
36.1
=
ttBang
K
- Thay số vào (22) có:
18.1
2
136.1
=
+
=
tt
K
- Vậy dựa vào hệ số
d
ψ
, vận tốc V, và cấp chính xác đã chọn, với giả thiết
bánh răng có
β
sin

5.2
n
m
b
≥
ta tra [Bảng 3-14/48_TKCTM] được K
d
= 1.2
- Vậy thay số vào (21) có hệ số tải trọng:
416.118.12.1
=×=
K
• Định chính xác khoảng cách trục A: theo [Cthức 3-21/49_TKCTM]
2.257
3.1
416.1
250
3
3
===
sobo
sobo
K
K
AA
(mm)
Vậy ta chọn A = 258 (mm)
h. Xác định môdun(m
n
), số răng(Z), chiều rộng bánh răng(b), góc nghiên(β)

• Xác định môđun: xác định theo [Cthức 3-22/49_TKCTM]
m
n
= (0.01 – 0.02)A = (2.58 – 5.16) (mm)
- Chọn m
n
= 4 (mm)
- Chọn sơ bộ góc nghiên β = 15
0

• Xác định số răng các bánh răng: Theo [Cthức 3-24/49_TKCTM]
- Với bánh răng nhỏ:
( ) ( )
5.24
108.44
152582
1
2
0
1
=
+×
××
=
+
×
=
Cos
im
CosA

Z
n
β
(răng)
Chọn Z
1
= 25 (răng)
- Với bánh răng:
Z
2
= i x Z
1
= 4.08 x 25 = 102 (răng)
Chọn Z
2
= 102(răng)
• Xác định góc nghi ên β: Theo [Cthức 3-28/50_TKCTM]
( ) ( )
98447.0
2582
410225
2
21
=
×
×+
=
×+
=
A

mZZ
Cos
n
β
→ β = 10.11
0
= 12
0
6
’

• Xác định chiều rộng bánh răng.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 70 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
1292285.0
=×=×=
Ab
A
ψ
(mm)
• Kiểm nghiệm lại giả thiết chọn K
d
ở trên
57
610sin
45.2
sin
5.2
'0
=

×
=≥
β
n
m
b
(mm)
Vậy điều kiện thoả mãn.
k. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.
- Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng là kiểm tra ứng suất sinh ra trong chân
răng, với bánh răng trụ răng nghiên theo [Cthức 3-34/51_TKCTM] ta có:
[ ]
u
n
u
nbZmy
NK
δ
θ
δ
≤
×××××
×××
=
''2
6
101,19
(N/mm
2
) (23)

Trong đó:
+ K = 1.416: Hệ số tải trọng.
+ N = 12.49 (KW): Công suất bộ truyền lấy theo trục I.
+ y: Hệ số dạng răng với mổi bánh răng được chọn
theo số răng tương đương.
+ m
n
= 4: Môđun pháp của bộ truyền.
+ Z
1
= 25 (răng): Số răng bánh răng nhỏ.
+ Z
2
= 102 (răng): Số răng bánh răng lớn.
+ n = 298 (v/ph): Số vòng quay bộ truyền.
+ θ
”
= (1.4 – 1.6): Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo
sức bền uốn c ủa bánh răng, ta chon θ
”
= 1.5.
+
[ ]
u
δ
: Ứng suất uốn cho phép (N/mm
2
).
- Do bánh răng nghiên nên ta có:








===
===
6.103
610
102
8.25
611
25
'022
2
2
'022
1
1
CosCos
Z
Z
CosCos
Z
Z
tdd
td
β
β

- T ừ đó ta chọn theo [Bảng 3-14/48_TKCTM] được:



=
=
517.0
429.0
2
1
y
y
- Thay vào công thức (23) ta được:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 71 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
+ Kiểm nghiệm với bánh răng nhỏ:
34
5.1298129254429.0
49.12416.1101,19
2
6
1
=
×××××
×××
=
u
δ
(N/mm

2
)
Vậy
[ ]
6.138
1
1
=
u
u
σδ

(N/mm) nên điều kiện được thoả mản.
+ Kiểm nghiệm với bánh răng lớn:
2.28
517.0
429.0
34
2
1
22
=×=×=
y
y
uu
σδ
(N/mm
2
)
Vậy

[ ]
4.119
2
2
=
u
u
σδ

(N/mm) nên điều kiện được thoả mản.
l. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột.
Trong điều kiện làm việc của máy có thể xảy ra hiện tượng quá tải đột ngột do
các quá trình: mở máy, hãm máy hay vật liệu cấp quá quy định và một số sự cố khác
nên ta cần kiểm tra điều kiện quá tải của bánh răng.
Chọn hệ só quá tải K
qt
= 1.8
- Ta tiến hành kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải theo
[Cthức 3-41/53_TKCTM]
[ ]
txqt
qttxtxqt
K
σσσ
≤×=
(N/mm
2
) (24)
Trong đó:
+

tx
σ
: Ứng suất tiếp xúc tính theo [Cthức 3-14/45_TKCTM]
( )
2
3
6
'
11005,1
nb
NKi
iA
tx
××
××±
×
×
=
θ
σ
(N/mm
2
)
• Với bánh nhỏ:
( )
1.434
731293.1
49.12416.1108.4
08.4258
1005,1

3
6
1
=
××
××+
×
×
=
tx
σ
(N/mm
2
)
• Với bánh lớn:
( )
6.427
731293.1
12.12416.1108.4
08.4258
1005,1
3
6
2
=
××
××+
×
×
=

tx
σ
(N/mm
2
)
+
[ ]
txqt
σ
: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.
Với bánh răng làm bằng thép có độ rắn bề mặt HB < 350 ta có theo
[Cthức 3-43/53_TKCTM] và [Bảng 3-9/43_TKCTM] ta có:
[ ] [ ]
HB
txNtxqt
6.25.25.2
0
×==
σσ
(N/mm
2
• Với bánh nhỏ:
[ ]
( )
13652106.25.26.25.2
1
1
=××=×=
HB
txqt

σ
(N/mm
2
)
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 72 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
• Với bánh lớn:
[ ]
( )
11701806.25.26.25.2
2
2
=××=×=
HB
txqt
σ
(N/mm
2
)
Thay số vào (24) ta có:
4.5828.11.434
1
=×=
txqt
σ
(N/mm
2
)
[ ]
1txqt

σ
≤
4.5738.14.427
2
=×=
txqt
σ
(N/mm
2
)
[ ]
2txqt
σ
≤

Vậy điều kiện kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khiquá tải thoả
mản.
- Ta tiến hành kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải theo
[Cthức 3-42/53_TKCTM]
[ ]
uqt
qtuuqt
K
σσσ
≤×=
(N/mm
2
) (25)
Trong đó:
+

u
σ
: Ứng suất uốn tính theo [Cthức 3-34/51_TKCTM]





=
=
)/(2.28
)/(34
2
2
2
1
mmN
mmN
u
u
σ
σ

+
[ ]
uqt
σ
: Ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
Xác định theo [Cthức 3-46/53_TKCTM] ta có:
[ ]

ch
uqt
σσ
8.0
=
(N/mm
2
)
Với
ch
σ
: là giới hạn chảy của vật liệu
• Với bánh nhỏ:
[ ]
2322908.08.0
)1(
1
=×=×=
ch
uqt
σσ
(N/mm
2
)
• Với bánh lớn:
[ ]
( )
2002508.08.0
2
2

=×=×=
ch
uqt
σσ
(N/mm
2
)
Thay số vào (25) ta có:
2.618.134
1
=×=
uqt
σ
(N/mm
2
)
[ ]
1uqt
σ
≤
76.508.12.28
2
=×=
uqt
σ
(N/mm
2
)
[ ]
2uqt

σ
≤

Vậy điều kiện kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải thoả
mản.
► Tóm lại trong trường hợp máy làm việc bị qúa tải đột ngột thì các ứng suất
uốn, ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra vẫn được đảm bảo điều kiện bền.
m. Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 73 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
- Các công thức xác định theo [Bảng 3-2/36_TKCTM]
1. Môđun pháp: m
n
= 4 (mm)
2. Số răng:



=
=
102
25
2
1
Z
Z
(răng)
3. Góc ăn khớp:
0
20

=
α
4. Góc nghiên răng:
'0
610
=
β
5. Khoảng cách trục: A = 258 (mm)
6. Chiều rộng bánh răng:b = 129 (mm)
7. Chiều cao răng: h = 2.25m
n
= 9 (mm)
8. Độ hở hướng tâm: C = 0.25m
n
= 1
9. Đường kính vòng chia, vòng lăn bánh răng:







=
×
==
=
×
==
4.414

6.101
2
22
1
11
β
β
Cos
Zm
dd
Cos
Zm
dd
n
c
n
c
(mm)
10. Đường kính vòng đỉnh răng:



=+=
=+=
4.4222
6.1092
22
11
nce
nce

mdD
mdD
(mm)
11. Đường kính vòng chân răng:



=−−=
=−−=
4.40422
6.9122
22
11
CmdD
CmdD
nci
nci
(mm)
n. Tính lực tác dụng lên bộ truyền.
- Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng được chia làm 3 thành phần chính là:
+ Lực vòng: P (N)
+ Lực hướng tâm: P
r
(N)
+ Lực dọc trục: P
a
(N)
- Phương chiều các lực được biểu diễn như Hình 7.3
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 74 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu

Hình 7.3: Sơ đồ biểu diễn phương chiều các lực trong bộ truyền.
- Giá trị các lực được xác định theo [Cthức 3-50/54_TKCTM]
+ Lực vòng:
7.7817
6.101
8.40026622
=
×
==
d
M
P
x
(N)
+ Lực hướng tâm:
7.2912
2012
207.7817
'0
0
=
×
=
×
=
Cos
tg
Cos
tgP
P

n
r
β
α
(N)
+ Lực dọc trục:
8.170820127.7817
'0
=×=×=
tgtgPP
a
β
(N)
7...8Tính toán thiết kế trục và then.
1. Tính toán thiết kế trục.
a. Chọn vật liệu.
- Với máy tạo hình mặt lốp thì làm việc ở chế độ chịu tải tương đối lớn vì
vậy ta có thể chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện có các thông số sau:
800
=
bk
σ
(N/mm
2
)
450
=
ch
σ
(N/mm

2
) HB
(2)
= 220
b. Tính sức bền trục.
A. Tính sơ bộ trục.
Ban đầu ta chưa biết được kích thước các phần chủ yếu của trục, để xác định
đường kính sơ bộ trục ta có thể dùng công thức tính sơ bộ chỉ xét đến tác dụng của
mômen xoắn trên trục vì không xét đến tác dụng của tải trọng gây biến dạng uốn nên
giá trị ứng suất cho phép lấy nhỏ hơn trị số thực [Cthức 7-2/114_TKCTM]
3
n
N
Cd
≥
(mm) (26)
Trong đó:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 75 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A
1
Pa1
Ps1
P1
2
Ps2
Pa2
P2
1
2
Truûc I
TruûcII

Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
+ d (mm): Đường kính trục.
+ n (v/ph): Số vòng quay trong một phút của trục.
+ N (KW): Công suất của trục.
+ C: Hệ số tính toán, phụ thuọc vào ứng suất xoắn cho phép
đối với đầu trục vào và trục truyền chung. Chọn C = 120.
- Đối với trục I: có N
I
= 13 (KW)
n
I
= 1460 (v/ph)
Thay vào (26) ta được
9.24
1460
13
120
3
=≥
I
d
(mm)
Ta chọn d
I
= 30 (mm)
- Đối với trục II: có N
II
= 12.49 (KW)
n
II

= 298 (v/ph)
Thay vào (26) ta được
7.41
298
49.12
120
3
=≥
II
d
(mm)
Ta chọn d
II
= 45 (mm)
- Đối với trục III: có N
III
= 12.12 (KW)
n
III
= 73 (v/ph)
Thay vào (26) ta được
9.65
73
12.12
120
3
=≥
III
d
(mm)

Ta chọn d
III
= 70 (mm)
B. Tính gần đúng trục.
Tính gần đúng trục tức là xét đến tác dụng của cả đồng thời mômen xoắn lẫn
mômen uốn đến sức bền của trục.
- Ta chọn và vẽ phác hoạ sơ đồ Hộp giảm tốc như hình 7.4
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 76 SVTH: Nguyễn Thanh Bình-01C1A