CHƯƠNG VIII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY LUYỆN HỞ Φ250

Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
CHƯƠNG VIII:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY LUYỆN HỞ Φ250
8.1. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC.
8.1.1. Các số liệu ban đầu.
Thực tế lấy từ công ty cổ phần cao su Đà Nẵng:
+ Số vòng quay trục luyện chủ động của máy: n
t1
= 19.5 (v/ph)
+ Số vòng quay trục luyện bị động của máy: n
t2
= 17.8 (v/ph)
+ Tỷ tốc i = 1:1.1
+ Lực ép của trục luyện trong quá trình làm việc:P
LV
=70 (KN)
+ Đường kính trục luyện: D
t
= 250 (mm)
8.1.2.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:
233.0
100060
8.1725014.3
=
×
××

=
LV
V
(m/s)
- Thay số vào công thức (1) ta lại được:
31.16
1000
233.01070
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)
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 108 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
Với: +
K
η
= 1: Hiệu suất của khớp nối trục.
+
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:
877.099.098.099.01
243
=×××=
η
- Thay vào lại công thúc (3) ta được:
59.18
877.0
31.16
==

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
= 20 (KW)
+ Số vòng quay động cơ là: n = 970 (v/ph)
+ Khối lượng động cơ là: M = 230 (Kg)
8.1.3. Chọn sơ đồ hộp giảm tốc.
- Ta thấy yêu cầu trục ra của máy luyện hở là tương đối nhỏ n
t2
= 17.8 (v/ph)
trong khi đó tốc độ trục ra của động cơ điện là rất lớn n
dc
= 970 (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 – 10).
Sơ đồ hộp giảm tốc 2 cấp tốc độ xem hình 7.1
Ta có:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 109 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
+ I : Trục vào (trục I) hộp giảm tốc.
+ II: Trục trung gian (trục II) hộp giảm tốc.
+ III: Trục ra (trục III) hộp giảm tốc.
8.1.4. 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:
49.54
8.17
970
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:
thBRtc
iiii
××=

(5)
Trong đó:
+ i
t
: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc.
+ i
BR
: Tỷ số truyền của cặp Bánh răng-Bánh đà.
+ i
th
= 1.1: Tỷ số truyền của cặp bánh răng thay thế.
- 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
= 12
- Từ công thức (6) ta có:



=
=
⇒=×
79.3
17.3
122.1
2
n
ch
ch

i
i
i
- Thay số vào công thức (5) ta được:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 110 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
13.4
1.112
49.54
=
×
=
×
=
tht
c
BR
ii
i
i
8.1.5. 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:
970
==
dcI
nn
(v/ph)
- Trục thứ hai:

256
79.3
970
===
n
dc
II
i
n
n
(v/ph)
- Trục thứ ba:
81
17.3
256
===
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:
20
=×=
kdcI
NN
η
(KW)
+ Trục thứ hai:
21.1998.0)99.0(20
22
=××=××=
BROLIII
NN
ηη
(KW)
+ Trục thứ ba:
9.17)98.0()99.0(21.19
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:
2.196907
970
20
1055.9
6
=××=
I
M

(Nmm)
- TRục thứ hai:
7.717581
256
21.19
1055.9
6
=××=
II
M
(Nmm)
- Trục thứ ba:
8.2110434
81
8.17
1055.9
6
=××=
III
M
(Nmm)
- Lập bảng các kết quả tính được:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 111 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
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 theo bảng 8.1:
Bảng 8.1
Thông số/Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III
i 3.79 3.17
n

i
(v/ph) 970 256 81
N
i
(KW) 20 19.21 17.9
M
i
(Nmm) 196907.2 717581.7 2110434.8
8.1.6. 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 = 3.79
+ Số vòng quay: n
1
= 970 (v/ph)
n
2
= 256 (v/ph)
+ Công suất trục: N
I
= 20 (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:
+
[ ]
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
)
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 112 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
+
'
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
= 196907.2 (Nmm)
M
II
= 717581.7 = M
Max
(Nmm)
n
II
= 256 (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
106.39240002561
7.717581

2.196907
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 (8) ta có:
+ Với bánh răng nhỏ:
[ ]
1tx
σ
= 2,6HB
(1)
= 2,6
×
200 = 520 (N/mm
2
)
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 113 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu

+ 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 = 1.4 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]
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 114 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
( )
[ ]
3

2
'
2
6
1005.1
1
n
NK
i
iA
A
tx
××
×
×








×
×
+≥
θψ
σ
(mm) (11)
Trong đó:

+ i = 3.79: Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh.
+ K = 1.4: 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 nghiêng so với bánh răng thẳng, ta chọn
3.1
'
=
θ
.
+ n
2
= 256 (v/ph): Số vòng quay trục II.
+ N = N
I
= = 20 (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:
( )
7.193
2563.15.0
204.1
79.3442
1005.1
179.3
3
2
6
=
××
×
×








×
×
+≥
A
(mm)
Vậy chọn A = 200 (mm)

f. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
- Tính vận tốc vòng bánh răng.
Xác đ ịnh theo [Cthức 3-17/46_TKCTM]
( )
1100060
2
100060
111
+××
××
=
×
××
=
i
nAnD
V
ππ
( )
24.4
179100060
97020014.32
=
+××
×××
=
(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
(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]
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 115 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
2
1
+
=
ttBang
tt
K
K
(13)
- Ta có chiều rộng bánh răng nhỏ là:
1002005.0
=×=×=
Ab

A
ψ
(mm)
- Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ là:
5.83
179.3
2002
1
2
1
=
+
×
=
+
=
i
A
D
(mm)
- Do đó ta xác định được:
197.1
5.83
100
1
===
D
b
d
ψ

- Tra [Bảng 3-12/47_TKCTM] được
36.1
=
ttBang
K
- Thay số vào (13) 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
= 1.4
- Vậy thay số vào (12) có hệ số tải trọng:

652.118.14.1
=×=
K
• Định chính xác khoảng cách trục A: theo [Cthức 3-21/49_TKCTM]
6.214
4.1
652.1
200
3
3
===
sobo
sobo
K
K
AA
(mm)
Vậy ta chọn A = 215 (mm)
h. Xác định môdun (m
n
), số răng (Z), chiều rộng bánh răng (b), góc
nghiêng (β).
• Xác định môđun: xác định theo [Cthức 3-22/49_TKCTM]
m
n
= (0.01 – 0.02)A = (2.15 – 4.3) (mm)
- Chọn m
n
= 4 (mm)
- Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 15

0

• Xác định số răng các bánh răng: Theo [Cthức 3-24/49_TKCTM]
- Với bánh răng nhỏ:
( ) ( )
68.21
179.34
152152
1
2
0
1
=
+×
××
=
+
×
=
Cos
im
CosA
Z
n
β
(răng)
Chọn Z
1
= 22 (răng)
- Với bánh răng lớn:

Z
2
= i x Z
1
= 3.79 x 22 = 83.4 (răng)
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 116 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
Chọn Z
2
= 84 (răng)
• Xác định góc nghiêng β: Theo [Cthức 3-28/50_TKCTM]
( ) ( )
976.0
2152
48422
2
21
=
×
×+
=
×+
=
A
mZZ
Cos
n
β
→ β = 9,58
0

= 9
0
35
’

• Xác định chiều rộng bánh răng.
5.1072155.0
=×=×=
Ab
A
ψ
(mm)
• Kiểm nghiệm lại giả thiết chọn K
d
ở trên
1.60
359sin
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 nghiêng theo [Cthức 3-34/51_TKCTM] ta có:
[ ]
u
n
u
nbZmy
NK
σ
θ
σ
≤
×××××
×××
=
''2
6
101,19
(N/mm
2
) (14)
Trong đó:
+ K = 1.652: Hệ số tải trọng.
+ N = 20 (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
= 22 (răng): Số răng bánh răng nhỏ.
+ Z
2
= 84 (răng): Số răng bánh răng lớn.
+ n = 970 (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.
+
[ ]
u
σ
: Ứng suất uốn cho phép (N/mm
2
).
- Do bánh răng nghiêng nên ta có:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 117 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu








===
===
2.85
359
84
63.22
359
22
'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:



=

=
511.0
41.0
2
1
y
y
- Thay vào công thức (14) ta được:
+ Kiểm nghiệm với bánh răng nhỏ:
28
5.19705.10722441.0
20652.1101,19
2
6
1
=
×××××
×××
=
u
σ
(N/mm
2
)
Vậy
[ ]
6.138
1
1
=

u
u
σσ

(N/mm) nên điều kiện được thoả mản.
+ Kiểm nghiệm với bánh răng lớn:
5.22
511.0
41.0
28
2
1
22
=×=×=
y
y
uu
σσ
(N/mm
2
)
Vậy
[ ]
7.114
2
2
=
u
u
σσ


(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 số 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:
( )
5.410
2565.1073.1
20652.1179.3
79.3215
1005,1
3
6
1
=
××
××+
×
×

=
tx
σ
(N/mm
2
)
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 118 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
• Với bánh răng lớn:
( )
3.402
2565.1073.1
21.19652.1179.3
79.3215
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 cứng 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:
7.5508.15.410
1
=×=
txqt
σ
(N/mm
2
)
[ ]
1txqt
σ
≤
7.5398.13.402
2
=×=
txqt
σ
(N/mm

2
)
[ ]
2txqt
σ
≤

Vậy điều kiện kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá
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]






=
=
)/(5.22
)/(28
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 răng nhỏ:
[ ]
2322908.08.0
)1(
1
=×=×=
ch
uqt
σσ
(N/mm
2
)
• Với bánh răng lớn:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 119 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
[ ]
( )
1922408.08.0
2
2
=×=×=
ch
uqt
σσ
(N/mm
2

)
Thay số vào (16) ta có:
4.508.128
1
=×=
uqt
σ
(N/mm
2
)
[ ]
1uqt
σ
≤
5.408.15.22
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
= 4 (mm)
2. Số răng:



=
=
84
22
2
1
Z
Z
(răng)
3. Góc ăn khớp:
0
20
=
α
4. Góc nghiêng răng:
'0
359
=
β
5. Khoảng cách trục: A = 215 (mm)

6. Chiều rộng bánh răng:b = 107.5 (mm)
7. Chiều cao răng: h = 2.25m
n
= 9 (mm)
8. Độ hở hướng tâm: C = 0.25m
n
= 1 (mm)
9. Đường kính vòng chia, vòng lăn bánh răng:







=
×
==
=
×
==
8.340
2.89
2
22
1
11
β
β
Cos

Zm
dd
Cos
Zm
dd
n
c
n
c
(mm)
10. Đường kính vòng đỉnh răng:



=+=
=+=
8.3482
2.972
22
11
nce
nce
mdD
mdD
(mm)
11. Đường kính vòng chân răng:
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 120 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu




=−−=
=−−=
8.33022
2.7922
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
- Giá trị các lực được xác định theo [Cthức 3-50/54_TKCTM]
+ Lực vòng:
4415
2.89
2.19690722
=
×
==

d
M
P
x
(N)
+ Lực hướng tâm:
5.1493
359
204415
'0
0
=
×
=
×
=
Cos
tg
Cos
tgP
P
n
r
β
α
(N)
+ Lực dọc trục:
7453594415
'0
=×=×=

tgtgPP
a
β
(N)
8.1.7. 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 = 3.17
+ Số vòng quay: n
1
= 256 (v/ph)
n
2
= 81 (v/ph)
+ Công suất trục I: N
I
= 19.21 (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
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 121 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
- 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. Theo công thức (8)
Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên theo công thức (9)
+ u = 1: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.
Ta có: M
II
= 717581.7 (Nmm)
M
III
= 2110434.8 = M
Max
(Nmm)
n
III
= 81 (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
101324000811
8.2110434
7.717581
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 (8) 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 122 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 công thức (10)
Trong đó:
+ n = 1.5: Hệ số an toàn.
+
bk
σσ
×=
−
43.0
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
)
[ ]
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 công thức (11)
Trong đó:
+ i = 3.17: 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
= 81 (v/ph): Số vòng quay trục II.
+ N = N
I
= 19.21 (KW): Công suất của trục I.
+
5.0
=
A
ψ
: Hệ số chiều rộng bánh răng.
+
[ ]
2tx
σ
= 468 (N/mm): Ứng suất tiếp cho phép.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 123 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu

- Thay số vào (20) ta được:
258
813.15.0
21.193.1
17.3468
1005.1
17.3
3
2
6
=
××
×
×








×
×
≥
A
(mm)
Vậy chọn A = 300 (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)
( )
9.1
117.3100060
25630014.32
=
+××
×××
=
(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 công thức (12)

- Do bộ truyền có tải trọng thay đổi nên theo công thức (13)
- Ta có chiều rộng bánh răng nhỏ là:
1503005.0
=×=×=
Ab
A
ψ
(mm)
- Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ là:
9.143
117.3
3002
1
2
1
=
+
×
=
+
=
i
A
D
(mm)
- Do đó ta xác định được:
04.1
9.143
150
1

===
D
b
d
ψ
- Tra [Bảng 3-12/47_TKCTM] được
29.1
=
ttBang
K
- Thay số vào (13) có:
145.1
2
129.1
=
+
=
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 (12) có hệ số tải trọng:
374.1145.12.1
=×=
K
• Định chính xác khoảng cách trục A: Do trị số K không chênh lệch
nhiều so với việc chọn sơ bộ nên ta không cần tính lại khoảng cách trục
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 124 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
Vậy ta chọn A = 300 (mm)
h. Xác định môdun (m
n
), số răng (Z), chiều rộng bánh răng (b), góc
nghiêng (β).
• Xác định môđun: xác định theo [Cthức 3-22/49_TKCTM]
m
n
= (0.01 – 0.02)A = (3 – 6) (mm)
- Chọn m
n
= 4 (mm)
- Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 15
0

• Xác định số răng các bánh răng: Theo [Cthức 3-24/49_TKCTM]
- Với bánh răng nhỏ:
( ) ( )

7.34
117.34
153002
1
2
0
1
=
+×
××
=
+
×
=
Cos
im
CosA
Z
n
β
(răng)
Chọn Z
1
= 35 (răng)
- Với bánh răng:
Z
2
= i x Z
1
= 3.17 x 35 = 110.9 (răng)

Chọn Z
2
= 111 (răng)
• Xác định góc nghiêng β: Theo [Cthức 3-28/50_TKCTM]
( ) ( )
9733.0
3002
411135
2
21
=
×
×+
=
×+
=
A
mZZ
Cos
n
β
→ β = 13.26
0
= 13
0
16
’

• Xác định chiều rộng bánh răng.
1503005.0

=×=×=
Ab
A
ψ
(mm)
• Kiểm nghiệm lại giả thiết chọn K
d
ở trên
6.43
1613sin
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 nghiêng theo công thức (14)
Trong đó:
+ K = 1.374: Hệ số tải trọng.
+ N = 19.21 (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.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 125 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
+ m
n
= 4: Môđun pháp của bộ truyền.
+ Z
1
= 35 (răng): Số răng bánh răng nhỏ.
+ Z
2
= 111 (răng): Số răng bánh răng lớn.
+ n = 256 (v/ph): Số vòng quay trục I 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
σ
: Ứng suất uốn cho phép (N/mm
2
).
- Do bánh răng nghiêng nên ta có:








===
===
2.117
1613
111
9.36
1613
35
'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
476.0
2
1
y
y
- Thay vào công thức (14) ta được:
+ Kiểm nghiệm với bánh răng nhỏ:
8.32
5.1256150354476.0
21.19374.1101,19
2
6
1
=
×××××
×××
=
u
σ
(N/mm
2
)
Vậy
[ ]

6.138
1
1
=
u
u
σσ

(N/mm) nên điều kiện được thoả mản.
+ Kiểm nghiệm với bánh răng lớn:
2.30
517.0
476.0
8.32
2
1
22
=×=×=
y
y
uu
σσ
(N/mm
2
)
Vậy
[ ]
4.119
2
2

=
u
u
σσ

(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 công thức (15)
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 126 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A
Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu
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:
( )
3.384
811503.1
21.19374.1117.3
17.3300
1005,1
3
6
1
=
××
××+
×
×
=
tx
σ

(N/mm
2
)
• Với bánh răng lớn:
( )
371
811503.1
9.17374.1117.3
17.3300
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 cứng 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:
[ ]
( )
13652106.25.26.25.2
1
1
=××=×=
HB
txqt
σ
(N/mm
2
)
• Với bánh răng lớn:
[ ]
( )
11701806.25.26.25.2
2
2
=××=×=

HB
txqt
σ
(N/mm
2
)
Thay số vào (15) ta có:
6.5158.13.84
1
=×=
txqt
σ
(N/mm
2
)
[ ]
1txqt
σ
≤
7.4978.1371
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
công thức (16).
Trong đó:
+
u
σ
: Ứng suất uốn tính theo [Cthức 3-34/51_TKCTM]





=
=
)/(2.30
)/(8.32
2
2
2
2
mmN
mmN
u
u
σ
σ

+
[ ]
uqt
σ
: Ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 127 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A