BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HỒ CHÍ MINH
ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HỒ CHÍ MINH


BÀI TẬP LỚN
CHI TIẾT MÁY

GVHD :

Th.S Nguyễn Văn Thạnh

SVTH :

Nguyễn Thiện Tâm

MSSV:

G1303517

NHÓM:

A0

.

TP.HỒ CHÍ MINH, THÁNG 10, NĂM 2015

Đề bài:

1

1)
2)
3)
4)

-

Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.
Tính toán thiết kế các bộ truyền đai thang , bánh răng 1-2, 3-4, 5-6 .
Tính toán thiết kế trục 1 , 2 , 3.
Chọn ổ lăn cho trục 1, 2 , 3.
Tài liệu tham khảo:
Tài liệu 1: “ Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
, tập 1,2”
Tài liệu 2: “ Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc”
Tài liệu 3: “ Bài tập chi tiết máy – Nguyễn Hữu Lộc”

Số liệu :
MSSV : G1303517
D bt = 650 +

Đường kính tang dẫn băng tải:
v bt = 0,876 +

Vận tốc băng tải:

517
= 1,393(m s)
1000

Pbt = 2321 +

Công suất băng tải:

517
= 701, 7 ( mm )
10

17
= 2,321(kw)
100

.

Phần 1: Phân tích tỉ số truyền và chọn động cơ.
1.1 Tính tỉ số truyền.
2


Uchung=uđ.ubrngh. ubrth.ubrnón.u trục vít.uxích.
Chọn : uđ = 2
ubrngh =1,25.
ubrth =1,25.
ubrnón =1,25.
u trục vít =16
uxích =1,2491.

ηol = 0,99 η X = 0,95 η X = 0,95 ηbrn = 0,97
ηbrth = 0,96 ηtrv = 0,75 ηd = 0,93 η non = 0,95

Hiệu suất truyền động

η = η d .ηbrngh ηbrt .ηbrn .ηtv .η x .ηol6 = 0, 5519
1.2 Tính tỉ công suất và momen xoắn trên trục.

P6
2, 321
= 9, 55.10 6 ×
= 584843( Nmm)
n6
37, 9

T6 = 9, 55.106.
T5 = 9, 55.106.

P5
2, 468
= 9, 55.106 ×
= 497664, 7( Nmm)
n5
47, 36

T4 = 9, 55.106.

P4
3,324
= 9,55.106 ×
= 41892,16( Nmm)
n4
757, 76

T3 = 9, 55.106.

P3
3, 534
= 9, 55.106 ×
= 35613, 2( Nmm)
n3
947, 2

T2 = 9, 55.106.
T1 = 9, 55.106.

P2
3, 718
= 9, 55.106 ×
= 29997( Nmm)
n2
1184

P1
3,872
= 9, 55.106 ×
= 24984, 9( Nmm)
n1
1480
3


Tdc = 9, 55.106.

Pdc
4, 206
= 9,55.106 ×
= 13570, 03( Nmm)
ndc
2960

1.3 Lập bảng

Trục

Động cơ

1

P (kW)

4,206

3,872

u

2

3

4

3,534

3,324

2
3,718

5

6

2,468

2,321

16
1,2491
1,25
757,76
47,36
37,9
947,2
584843
41892,16 36529,57 497664,7

1,25

1,25

n (rpm)

2960

1480

1184

T (Nmm)

13570,03

24984,9

35631

Nhận xét :
- Công suất P trên các trục giảm dần khi ra xa động cơ
- Moment xoắn T trên cac trục tăng dần khi ra xa động cơ
1.4 chọn động cơ.
- Điều kiện chọn động cơ :

Pdc ≥ Pct ; ndc ≈ nsb

- Tra bảng cataloge đặc tính kĩ thuật của Công ty sản xuất động cơ điện
Việt-Hungary ta chọn kiểu động cơ 3K200S2
-Ứng với số vòng quay n= 2960 vòng/ phút.
Bảng thông số động cơ điện:

ndb = 3000(vg/ph)

Kiểu động
cơ

Công suất
(kW)

Vận tốc
quay, (v/p)

cos

%

3K200S2

22

2960

0,91

89

4

2,6

2

Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang, bánh
răng 1-2,3-4,5-6.
Thông số đầu vào:
Pdc = 4,206 kW
ndc = 2960 rpm
ud = .

I/ Đai thang:
1.1 Chọn tiết diện đai
Dựa vào công suất Pdc và số vòng quay ndc theo đồ thị hình 4.22 trang 153
( tài liệu 2) ta chọn đai loại A
Tra bảng 4.3 trang 128 ( tài liệu 2). Ta chọn được các thông số cho đai
thang:
Dạng
đai

Kí
hiệu

bb(mm)

bo
(mm)

h

yo

Chiều dài
đai(mm)

T1, Nm

d1, mm

Đai
thang

A

11

13

8

81

560 ÷4000

11÷70

100÷200

Ta có Tdc = 13,5697 (Nm) nằm trong giới hạn cho phép của đai
1.2 Tính đường kính đai nhỏ
Ta có d1 = 1,2dmin . ta chọn dmin = 100 mm

⇒ d1 = 1, 2 × 100 = 120mm



Chọn d1 theo dãy tiêu chuẩn sau (mm) : 63, 71, 80, 90, 100, 125, 140, 160,
180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 530, 710, 800, 900, 1000.
Ta chọn d1 = 125 mm

1.3 Tính vận tốc đai v1 và đường kính đai lớn d2
v1 =

π .d1.ndc
π ×125 × 2960
=
= 19.36(m / s )
6*10000
6*10000

Chọn hệ số trượt

ξ = 0,01
5


Đường kính bánh đai lớn:

d 2 = ud .d1.(1 − ξ ) = 2 ×125 × (1 − 0, 01) = 247,5(mm)
Chọn d2 theo dãy tiêu chuẩn sau (mm) : 63, 71, 80, 90, 100, 125, 140, 160, 180,
200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 530, 710, 800, 900, 1000.
Chọn d2 = 250 (mm)
Tỉ số truyền chính xác :
d2

250
ud =
=
= 2, 0202
d1 (1 − ξ ) 125 × (1 − 0, 01)
Sai số tỉ đối so với tỉ số truyền sơ bộ
2, 0202 − 2
∆u =
× 100% = 1% < 4%
2, 0202
1.4 Tính khoảng cách trục a và chiều dài đai L
Chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo đường kính d2
Nội suy theo bảng trang 153 ( tài liệu 2) với tỉ số truyền ud = 2

a = 1, 2d 2 = 1, 2 × 250 = 300(mm)

Ta chọn a sơ bộ :
Xác định chiều dài đai L theo khoảng cách trục a sơ bộ đã chọn
π (d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
L = 2a +
+
2
4a
π (125 + 250) (250 − 125) 2
= 2 × 300 +
+
= 1202, 07( mm)
2
4 × 300

Chọn L theo tiêu chuẩn : 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000 ,
1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000,
5000, 5600, 6300,7 100, 8000, 9000, 10000, 11200, 112500, 14000, 16000,
18000
Ta chọn L = 1250 (mm)
Tính chính xác khoảng cách trục a

6


π (d1 + d 2 )
π × (125 + 250)
= 1250 −
= 660,95
2
2
d − d 250 − 125
∆= 2 1 =
= 62,5
2
2
k = L−

a=

k + k 2 − 8∆ 2 660,95 + 660,952 − 8 ×1252
=
= 304,85(mm)
4
4

Kiểm tra điều kiện:
2(d1 + d 2 ) ≥ a ≥ 0.55(d1 + d 2 ) + h
⇔ 2 × (125 + 250) ≥ a ≥ 0.55 × (125 + 250) + 8
⇔ 750 ≥ a ≥ 214, 25

Với a = 304,85 , vậy a thỏa điều kiện
Với h là chiều cao mặt cắt ngang của dây đai được cho trong bảng 4.3 ( tài liệu
2)
1.5 Kiểm tra số vòng chạy của đai trong một giây
Ta có
v 19.31
i= =
= 15, 496( s −1 )
L 1, 25

trong một số trường hợp đặc biệt

i ≤ 10...20s −1

1.6 Tính góc ôm đai α1

α1 = π −

d 2 − d1
250 − 125
=π −
= 2.73(rad ) ≈ 156,5o
a
304,85

1.7 Tính các hệ số ảnh hưởng Ci
-

Hệ số ảnh hưởng đến góc ôm đai:
Cα = 1, 24.(1 − e−α1 /110 ) = 1, 24 × (1 − e−156,5/110 ) = 0.941

-

Hệ số ảnh hưởng của vận tốc:
Cv = 1 − 0, 05.(0, 01v 2 − 1) = 1 − 0, 05 × (0,01×19.37 2 − 1) = 0.862

-

Hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền:
Ta có ud = 2 => chọn Cu = 1,128
Hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây
Giả sử số dây đai của hệ thống chọn sơ bộ là 1  Cz = 1
Hệ số ảnh hưởng của chế độ tải trọng Cr = 1
Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai L

-

7


Lo là chiều dài đai thực nghiệm, tra trong hình 4,21 trang 151 ( tài liệu 2)
 đai loại A chọn Lo = 1700

CL =

6

L 6 1250
=
= 0.903
Lo
1700

1.8 Xác định số dây đai
Theo đồ thị hình 4.21a, ta chọn
đai A
Ta có

z≥

[ P0 ] = 3, 2(kW )

khi

d 1 = 125(mm )

và loại

P1
4, 206
=
= 1.59
[ Po ] .Cα .Cv .Cu .Cz .Cr .CL 3.2 × 0,941× 0.862 × 1,128 ×1×1× 0.903

Ta chọn

z = 2 ⇒ C z = 0,95

-Tính lại z:

z≥

P1
4.206
=
= 1.67
P
.
C
.
C
.
C
.
C
.
C
.
C
3.2
×
0,941
×
0.862

×
1,12
8
×
0.95
×
1
×
0
.903
[ o] α v u z r L

 Vậy z=2
1.9 Chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài d của các bánh đai
Với đai loại A, dựa vào bảng 4.4 trang 129 ( tài liệu 2) ta tra được các thông
số bánh đai như sau ( giả sử góc chêm đai γ=φ =36o)
bp = 11mm
b = 3.3 mm
h > 8.7 mm
e = 15mm
f = 10 mm
r = 1 mm
b1 = 13,4 mm
Áp dụng công thức 4.17 và 4.18 trang 63 ( tài liệu 2)
Ta có
Bề rộng của 2 bánh đai

B = ( z − 1)e + 2 f = (2 − 1) ×15 + 2 ×10 = 35( mm)

Đường kính ngoài bánh đai dẫn

8


d a1 = d1 + 2b = 125 + 2 × 3,3 = 131.6(mm)
Đường kính ngoài bánh đai bị dẫn

d a2 = d 2 + 2b = 250 + 2 × 3,3 = 256.6(mm)

1.10 xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Chọn hệ số tải động Kd = 1 theo bảng 4.7 trang 55 ( tài liệu 1)
Khối lượng dây đai qm = 0,105 (kg/m) được tra theo bảng 4.22 trang 64 (tài
liệu 1) với đai loại A
Lực căng ly tâm sinh ra

Fv = qm .v12 = 0.105 ×19.37 2 = 39.4( N )
Lực vòng có ích
Ft =

1000.Pdc 1000 × 4, 206
=
= 217.14( N )
v1
19.37

Áp dụng công thức tính lực căng dây ban đầu 4.19 trang 63 ( tài liệu 2)
Lực căng dây ban đầu
Fo = zA1σ 0 = 2.81.1,5 = 243( N )
Hệ số ma sát giữa đai và bánh đai
f '=

2 F + Ft
1
1
2 × 243 + 217.25
ln( o
)=
ln(
) = 0.352
α
2 Fo − Ft
2, 73 2 × 243 − 217.25

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn

f min = f '.sin(γ / 2) = 0,352 × sin(36 / 2) = 0.109

Lực tác dụng lên trục
9


Fr = 2 Fo sin(
1.8

α1
2,89
) = 2 × 243 × sin(
) = 475,82( N )
2
2

Ứng suất lớn nhất trong dây đai

Module đàn hồi E = 100(N/m2)
Khối lượng riêng ρ = 1200 kg/m3

σ max = σ o + 0.5σ t + σ v + σ u =
⇔ σ max =

Fo
F
2y
+ t + ρ v 2 .10−6 + o .E
A.z 2 A.z
d1

243
217.15
2 × 2,8 ×100
+
+ 1200 × 19.37 2 ×10−6 +
= 7.1( MPa)
81* 2 2 × 81* 2
125
1.11 Tuổi thọ đai
Ta có

σ r m −7
) .10
σ max
Lh =

2.3600.i
(

Trong đó :
n : chỉ số mũ đường cong mỏi; m=5 đối với đai dẹt, m= 8 đối với
đai thang
σr =9 :giới hạn mỏi của đai thang , tra bảng trang 145 (tài liệu 2)
Thay vao công thức :

σ r n −7
9
) .10
( )8 ×107
σ
7.1
Lh = max
=
= 597,5(h)
2.3600.i
2 × 3600 ×15, 496
(

II/ Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng
Bộ truyền kín được bôi trơn tốt thì dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng
và ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc
Thông số đầu vào:
Moment xoắn:

T1 = 24984,9( Nmm)

10


Vận tốc:

n1 = 1480(vg/ph)

Tỉ số truyền:

u brn = 1,25

1.1 Chọn vật liệu làm bánh răng ( theo bảng 6.1 [tài liệu 1])
Bánh dẫn :
- Thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285
- Chọn độ cứng trung bình HB1 = 245 HB
- Giới hạn bền σb1 = 850MPa
- Giới hạn chảy σch1 = 580 MPa

-

Bánh bị dẫn
Thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240
Độ cứng H1 = 230HB
Giới hạn bền σb = 750MPa
Giới hạn chảy σch = 450 MPa
Thép C45, tôi cải thiện phù hợp với công suất làm việc của hệ thống
Độ cứng được chọn ≤ 350 và quan hệ với nhau qua công thức
H1 ≥ H 2 + (10 ÷ 15) HB
Các giới hạn bền và giới hạn chảy tra ở phhụ lục 5.3 trang 394
liệu 3)

1.2 Số chu kỳ làm việc cơ sở
NHO1 = 30HB2,4 = 30x2452,4 = 16259974,4 (chu kỳ)
NHO2 = 30HB2,4 = 30x2302,4 = 13972305 (chu kỳ)
NFO1 = NFO2 = 4.106 ( chu kỳ)
1.3

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Lh = 9600(h)
Số chu kỳ làm việc tương đương

N HE1 = 60.c.n1.Lh = 60 ×1×1480 × 9600 = 8,5248.108

(chu kỳ).

N HE 2 = 60.c.n1.Lh = 60 ×1×1184 × 9600 = 6,81984.108
Do chế độ tải tĩnh:
11

(chu kỳ).

(tài


NFE1=NHE1=
NFE2=NHE2=
Vì

8,5248.108
6,81948.10

chu kì
8

chu kì

N HE1 > N HO1; N HE 2 > N HO 2 ; N FE1 > N FO1; N FE 2 > N FO 2

K HL1 = K HL 2 = K FL1 = K FL 2 = 1

nên

Theo bảng 6.1 [tài liệu 1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được
tính như sau:

σ 0 H 1lim = 2 × 245 + 70 = 560( MPa)
σ 0 H lim = 2 HB + 70 ⇒ σ

0
H 2lim

= 2 × 230 + 70 = 530( MPa)

σ 0 F 1lim = 1,8 × 245 = 441( MPa)
σ 0 F lim = 2 HB + 70 ⇒ σ

0
F 2lim

= 1,8 × 230 + 70 = 414( MPa)

Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH ] =

σ OH lim .K HL
sH

sH = 1,1

Khi tôi cải thiện
Vậy:
560.1
= 509,9 MPa
[ σ H ]1 =
1,1

[σH ]2 =


530.1
= 481.8 MPa
1,1

Theo 6.12[tài liệu 1], ứng suất cho phép tính toán:

[ σ H ] = [ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] = (509, 9 + 281,8) / 2 = 495, 4

Kiểm tra điều kiện biên
[ σ H ] ≤ 1, 25 [ σ H ] 2 ⇔ 495, 4 ≤ 1, 25 × 481,8 = 602, 25 MPa

biên.

12

thỏa điều kiện


1.4 Xác định ứng suất uốn cho phép

[σF ] =

σ OF lim .K FL
sF

Chọn SF=1,175 ta có:

441.1
σ F1  =
= 252 MPa
1, 75

414.1
σ F2  =
= 236,57 MPa
1, 75
Ứng suất uốn quá tải cho phép

[ σ H ] max

= 2,8σ CH 2 = 2,8.450 = 1260 MPa

σ F1 
= 0,8.σ CH 1 = 0, 8.580 = 464 MPa
max
σ F2 
= 0,8.σ CH 2 = 0,8.450 = 360 MPa
max

1.5 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng

KHβ , KFβ

Tra bảng 6.6 trang 97 (tài liệu 1) với H1,H2 < 350HB và vị trí bánh đối xứng
. chọn hệ số ψba = 0,4
Ta có

ψ bd =

ψ ba (u + 1) 0, 4 × (1.25 + 1)
=
= 0, 45
2
2

Tra bảng 6.7 trang 98 ( tài liệu 1)

K H β = 1.055, K F β = 1.125

với ψbd = 0,45  chọn
1.6 Tính khoảng cách trục aw

aw = 43(u ± 1) 3

T1.K H β

ψ ba .[ σ H ] .u
2

= 43(1.25 + 1) 3

24984,9 ×1, 055
= 57,95 mm
0, 4 × 495, 42.1, 25

Đối với hộp giảm tốc, ta chọn khoảng cách theo dãy tiêu chuẩn ( dãy 1 được
ưu tiên)
Dãy 1: 40; 50; 63; 80; 125; 160; 200; 250; 315; 400
13


Dãy 2 : 140; 180; 225; 280; 355; 450
Ta chọn aw = 63 (mm)
1.7 Chọn module bánh răng m
Với H1,H2 < 350Hb ta có
mn = (0,01÷0,02)aw = 0.63÷1,26
Ta chọn module theo dãy tiêu chuẩn ( dãy 1 được ưu tiên)
Dãy 1: 1; 1,25 ;1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 16; 20; 25
Dãy 2: 1,125; 1,375; 1,75; 2,25;2,75…..
Chọn mn = 1,25
1.8

Xác định số răng
Chọn gó nghiên β theo điều kiện :
8o ≤ β ≤ 20o

⇔ cos8o ≥

mn .z1.(u + 1)
≥ cos 20o
2 aw

1× z1 × (1.25 + 1)
≥ cos 20o
2 × 63
⇔ 44,36 ≥ z1 ≥ 42,1
⇔ cos8o ≥

Chọn z1 = 44(răng) . suy ra z2 = u.z1 = 1.25x44 = 55 ( răng), nên ta chọn
z2 =55
Ta có:
m (z + z )
1, 25 × (44 + 55)
β = cos −1 n 1 2 = cos −1
= 10,844o
2 aw
2 × 63
1.9 Tỉ số truyền thực tế

um =

z2 55

=
= 1.25
z1 44

Sai số so với tỉ số truyền sơ bộ

∆u =

1.25 − 1.25
×100% = 0%
2
14


1.10 Thông số hình học của bộ truyền
Đường kính vòng chia

mn .z1
1, 25 × 44
=
= 56(mm)
cos β cos(10,844)
m .z
1, 25 × 55
d2 = n 2 =
= 70(mm)
cos β cos(10,844)
d1 =

Đường kính vòng đỉnh

d a1 = d1 + 2mn = 56 + 2 × 1, 25 = 58,5(mm)
d a2 = d 2 + 2mn = 70 + 2 ×1, 25 = 72,5( mm)

Đường kính vòng đáy
d f 1 = d1 − 2,5mn = 56 − 2, 5 × 1, 25 = 52,875( mm)

d f 2 = d 2 − 2,5mn = 70 − 2,5 × 1, 25 = 66,875( mm)
Chiều rộng vành răng
Bánh bị dẫn :
Bánh dẩn :

b2 = ψ ba .a = 0, 4 × 63 = 25, 2(mm)

b1 = b2 + 6 = 25, 2 + 5 = 30, 2(mm)

1.11 Vận tốc vòng bánh răng và cấp chính xác của bộ truyền
Ta có:

v=

π .d1.n1 π × 56 ×1480
=
= 4.34(m / s)
60000
60000

Tra bảng 6.13 trang 106 ( tài liệu 1) . Chọn cấp chính xác bằng 8
1.12 Giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
Lực vòng

Ft1 = Ft 2 =

2T1 2 × 24984,9
=
= 892,32( N )
d1
56

Lực hướng tâm
F . tan α 892,32 × tan (20)
Fr 2 = Fr1 = t1
=
= 330, 68( N )
cos β
cos(10,844)
15


Lực dọc trục

Fa1 = Fa2 = Ft1.tan β = 892.32 × tan(10,844) = 170,93( N )
1.13

Kiểm tra độ bền tiếp xúc :

Theo công thức 6.33[tài liệu 1], ứng suất tiếp xúc bề mặt làm việc:

σ H = Z M .Z H .Zε

2.T1.K H .(u + 1)

bw .u.d12

Theo bảng 6.5[tài liệu 1] Zm=274(MPa)1/3

tan β b = cos(α t ).tan( β )

Theo công thức 6.35[tài liệu 1]
α t = α tw = arctan(tan(20o ) / cos(10,844)) = 19, 67
Với

⇒ tan βb = cos(19, 67).tan(10,844) = 0,18
⇒ β b = arctan(0,18) = 10, 225o

Do đó theo 6.34[tài liệu 1]
2 cos β b
2 cos(10, 225)
ZH =
=
= 1, 762
sin(2α tw )
sin(2 ×19, 67)
Theo 6.37[tài liệu 1]
b .sin( β ) 0, 4 × 63 × sin(10,844)
εβ = w
=
= 1, 207
π .mn
π × 1, 25

với

bw = ψ bd .d w1 = 0, 4 × 63 = 25, 2mm

Zε =
Theo công thức 6.38[tài liệu 1]

ε α = (1,88 − 3, 2(
với

1
1
=
= 0,763
εα
1, 718

1 1
+ )) × cos(10,844) = 1, 718
44 55

Với v1=4,34 m/s theo bảng 6.13[tài liệu 1] chọn cấp chính xác theo vận
tốc vòng là 8. Theo bảng 6.14 [tài liệu 1], với cấp chính xác 8 và v1<5
m/s nội suy được KHα = 1,07944

16


Theo công thức 6.42[ tài liệu 1]
vH = σ H g 0 v

K Hv = 1 +

aw
63
= 0,002 × 56 × 4,34
= 3, 45
u
1, 25

vH × bw × d w1
3, 45 × 0, 4 × 63 × 56
= 1+
= 1,086
2 × T1 × K H β × K Hα
2 × 24984,9 ×1,055 ×1,07944

K H = K H β .K H α K Hv = 1, 055 ×1, 07944 ×1, 086 = 1, 237
Thay các giá trị vừa tính vào ta được

σ H = 274 ×1,762 × 0,763 ×

2 × 24894,9 ×1,236 × (1,25 + 1)
= 436,12 MPa
0,4 × 63 ×1, 25 × 562

Theo 6.1 với v=4,34 m/s, zv=1 với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp
chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra=2,5…
µm
1,25
do đó ZR=0,95, da<700 mm, KxH=1

[ σ H ] = [ σ H ] .Z v .Z R .K xH = 495, 45 ×1× 0, 95 = 470, 7 MPa
Vậy

σ H < [σ H ]

σH

thỏa điều kiện:
1.14 Kiểm tra độ bền uốn:

Theo 6.43

σ F 1 = 2.T1.K F Yε .YF 1 / (bw .d w1.m)
K F β = 1,125

Theo bảng 6.7 trang 98[tài liệu 1] ta tra được
; theo
bảng 6.14 trang 107 [tài liệu 1] với v<5 m/s, cấp chính xác 8 nội
suy được

K Fα = 1, 2568

Theo 6.47 [tài liệu 1]
vF = σ F g 0 v

aw
63
= 0, 006 × 56 × 4,34
= 10, 35
u

1, 25

với
(bảng 6.15 [tài liệu 1]),

g 0 = 56

17

(bảng 6.16[tài liệu 1])

δ F = 0,006


K Fv = 1 +

Do đó

vF × bw × d w1
10,35 × 0, 4 × 63 × 56
= 1+
= 1, 207
2 × T1 × K F β × K Fα
2 × 24984,9 ×1,125 ×1, 2568

K F = K F β .K Fα K Fv = 1,125 × 1, 2568 ×1, 207 = 1, 707

ε α = 1, 718 Yε =
Với

1
1
=
= 0,5857
ε α 1, 718

β = 10,844 Yβ = 1 −
Với

10,844
= 0,9225
140

Số răng tương đương

z1
44
=
= 46, 44
cos3 β cos3 (10,844)
z2
55
ZV2 =
=
= 58, 05
cos3 β cos3 (10,844)
ZV1 =

Theo bảng 6.18 [tài liệu 1] tra được
Với m=1,25,

phay)
ta có

YF1 = 3, 63 YF2 = 3, 6

YS = 1, 08 − 0, 0695ln(1, 25) = 1, 065

YS = 1, K xF = 1

(bánh răng

do đó theo 6.2 [tài liệu 1] và 6.2a [tài liệu 1]

[σ F1 ] = [σ F1 ].YR .YS .K xF = 252 ×1×1, 065 ×1 = 268, 25MPa
Tương tự

[σ F2 ] = [σ F2 ].YR .YS .K xF = 236,57 × 1× 1, 065 × 1 = 251,95 MPa
Thay các giá trị vừa tính vào công thức trên:

18


2 × 24984,9 ×1, 707 × 0,5857 × 0,9225 × 3, 63
= 95,15MPa ≤ [σ F ] = 268, 25
0, 4 × 63 × 56 × 1, 25
YF
3, 6
= σ F1 . 2 = 95,15.
= 94, 36 ≤ σ F2  = 251,3MPa
Y

3, 63

σ F1 =
σ F2

F1

1.15

Kiểm nghiệm về quá tải

kqt = Tmax / T = 2, 6
Theo 6.48 [tài liệu 1] với

σ H1 max = σ H . kqt = 470,7 2,6 = 758,98 MPa < [ σ F ] max = 1260 MPa
Theo 6.49[tài liệu 1]

σ F1 max = 95,15.k qt = 247,39 MPa < [ F1 ] max = 464 MPa

σ F2 max = 94, 36.kqt = 245,34 MPa < [ F1 ] max = 360 MPa
1.16

Các thông số hình học

Khoảng cách trục:

aw = 63 mm

mn = 1, 25

Mođun pháp:

Chiều rộng vành răng:
Tỉ số truyền:

bw = 25, 2

u = 1, 25

Góc nghiêng của răng:
Số bánh răng:

β = 10,844o

z1 = 44 z2 = 55

Hệ số dịch chỉnh:

x1 = 0 x2 = 0

19


Đường kính vòng chia:
Đường kính đỉnh răng:

d1 = 56 mm

d 2 = 70 mm

d a1 = 58,5 mm d a 2 = 72,5 mm

d f 1 = 52,875 mm d f 2 = 66,875 mm
Đường kính đáy răng:

III/Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng (3-4)
Thông số đầu vào
T2 = 29997( Nmm)

Moment xoắn:
n 2 = 1184(vg/ph)
Vận tốc:
u brt = 1, 25
Tỉ số truyền:
1.1

Chọn vật liệu làm bánh răng ( theo bảng 6.1 [tài liệu 1])
Bánh dẫn :
- Thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285
- Chọn độ cứng trung bình HB1 = 245 HB
- Giới hạn bền σb1 = 850MPa
- Giới hạn chảy σch1 = 580 MPa

-

Bánh bị dẫn
Thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240
Độ cứng H1 = 230HB
Giới hạn bền σb = 750MPa
Giới hạn chảy σch = 450 MPa

Thép C45, tôi cải thiện phù hợp với công suất làm việc của hệ thống
Độ cứng được chọn ≤ 350 và quan hệ với nhau qua công thức
H1 ≥ H 2 + (10 ÷ 15) HB

1.2

Các giới hạn bền và giới hạn chảy tra ở phhụ lục 5.3 trang 394 (tài liệu
3)
Số chu kỳ làm việc cơ sở
NHO1 = 30HB2,4 = 30x2452,4 = 16259974,4 (chu kỳ)
20


NHO2 = 30HB2,4 = 30x2302,4 = 13972305 (chu kỳ)
NFO1 = NFO2 = 4.106 ( chu kỳ)
1.3

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Lh = 9600( h)
Số chu kỳ làm việc tương đương

N HE1 = 60.c.n1.Lh = 60 ×1×1184 × 9600 = 6,81984.108

(chu kỳ).

N HE 2 = 60.c.n1.Lh = 60 × 1× 947, 2 × 9600 = 5, 455872.108

(chu kỳ).

Do chế độ tải tĩnh:

NFE1=NHE1=
NFE2=NHE2=
Vì

6,81984.108

chu kì

5, 455872.10

8

chu kì

N HE1 > N HO1; N HE 2 > N HO 2 ; N FE1 > N FO1; N FE 2 > N FO 2

K HL1 = K HL 2 = K FL1 = K FL 2 = 1

nên

Theo bảng 6.1 [tài liệu 1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được
tính như sau:

σ 0 H 1lim = 2 × 245 + 70 = 560( MPa)
σ 0 H lim = 2 HB + 70 ⇒ σ

0
H 2lim

= 2 × 230 + 70 = 530( MPa)

σ 0 F 1lim = 1,8 × 245 = 441( MPa)
σ 0 F lim = 2 HB + 70 ⇒ σ

0
F 2lim

= 1,8 × 230 + 70 = 414( MPa)

Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH ] =

σ OH lim .K HL
sH

sH = 1,1

Khi tôi cải thiện
Vậy:
560.1
= 509,9 MPa
[ σ H ]1 =
1,1

21


[σH ]2 =


1.4

530.1
= 481.8 MPa
1,1

Theo 6.12[tài liệu 1], ứng suất cho phép tính toán:
[ σ H ] = [ σ H 2 ] = 481,8 MPa

Xác định ứng suất uốn cho phép

[σF ] =

σ OF lim .K FL
sF

Chọn SF=1,175 ta có:

441.1
σ F1  =
= 252 MPa
1, 75

414.1
σ F2  =
= 236,57 MPa
1, 75
Ứng suất uốn quá tải cho phép

[ σ H ] max

= 2,8σ CH 2 = 2,8.450 = 1260 MPa

σ F1 
= 0,8.σ CH 1 = 0, 8.580 = 464 MPa
max
σ F2 
= 0,8.σ CH 2 = 0,8.450 = 360 MPa
max

1.5 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng

KH β , KF β

Tra bảng 6.15 trang 228 (tài liệu 1) với H1,H2 < 350HB và vị trí bánh đối
xứng . chọn hệ số ψba = 0,4
Ta có

ψ bd =

ψ ba (u + 1) 0, 4 × (1.3 + 1)
=
= 0, 46
2
2

Tra bảng 6.7 trang 98 ( tài liệu 2)
K H β = 1.023, K F β = 1.059
với ψbd = 0,46  chọn

1.6 Tính khoảng cách trục aw

22


aw = 50(u ± 1) 3

T1.K H β

ψ ba .[ σ H ] .u
2

= 50(1.3 + 1) 3

24170,8.1, 023
= 71.82 mm
0, 4 × 441.81822.1,3

Đối với hộp giảm tốc, ta chọn khoảng cách theo dãy tiêu chuẩn ( dãy 1 được
ưu tiên)
Dãy 1: 40;50;63;80;125;160;200;250;315;400
Dãy 2 : 140;180;225;280;355;450
Ta chọn aw = 80 (mm)
1.7 Chọn module bánh răng m
Với H1,H2 < 350Hb ta có
m = (0,01÷0,02)aw = 0.8÷1.6
Ta chọn module theo dãy tiêu chuẩn ( dãy 1 được ưu tiên)
Dãy 1: 1; 1,25 ;1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 16; 20; 25
Dãy 2: 1,125; 1,375; 1,75; 2,25;2,75…..
 Chọn m = 1.5

1.8 Tổng số răng :
z1 + z 2 =

2aw 2.80
=
= 106,67
m
1,5

z 1 + z 2 = 106

răng.
z1 =

Số răng bánh dẫn :
Chọn

z1 = 46

răng,

răng;

z1 + z2
106
=
= 46.08
ubrt + 1 1,3 + 1

z2 = 106 − z1 = 106 − 46 = 60

1.9 Tỉ số truyền chính xác

ubrn =

răng.

z2 60
=
= 1.3
z1 46

Sai số so với tỉ số truyền sơ bộ
23

răng


∆u =

1.3 − 1.3
× 100% = 0%
2

1.10 Thông số hình học của bộ truyền
Đường kính vòng chia
d1 = z1.m = 46.1,5 = 69( mm)
d 2 = z2 .m = 60.1,5 = 90( mm)
Đường kính vòng đỉnh
d a1 = d1 + 2mn = 69 + 2 ×1,5 = 72(mm)

d a2 = d 2 + 2mn = 90 + 2 ×1,5 = 93(mm)
aw =

Khoảng cách trục:
Chiều rộng vành răng
Bánh bị dẫn :
Bánh dẩn :

mz1 (1 + u ) 1,5.46(1 + 1,3)
=
≈ 80 ( mm )
2
2

.

b2 = ψ ba .a = 0, 4 × 80 = 32(mm)

b1 = b2 + 5 = 32 + 5 = 37( mm)

1.11 Vận tốc vòng bánh răng
Ta có:

v=

π .d1.n1 π × 69 ×1469
=
= 5,3( m / s)
60000
60000

Tra bảng 6.13 trang 106 ( tài liệu 2) .
bằng 8

v gh = 6 ( m / s )

Chọn cấp chính xác

1.12 Hệ số tải trọng động:
K HV = 1, 2544; K FV = 1.5088

Theo bảng 6.5, ta có:
.
16/ Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
σH =

ZM ZH Zε
dw 1

2T2K H (u brt − 1)
≤ σ H 
bw u brt
24


gZ M = 275 MPa 1/2

Trong đó:
gZ H

: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

⇒ ZH =

2
=
sin ( 2αw )

Vì vật liệu là thép nên
gZ ε

: hệ số kể đến cơ tính vật liệu.

2
= 1,764
sin ( 2.20 )

αw = 20°

.

: hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc
4 − εα
= 0,865
3

Zε =

gK H = K H β K H α K Hv

với


 1 1 
ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ = 1,757
 z1 z2  


: hệ số tải trọng.

K H β = 1,023

Với
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên
chiều rộng vành răng.
K Hα = 1,0924
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều (Trang 212 TL1)
trên đôi bánh răng. Chọn cấp chính xác bằng 8
theo bảng 6.13 sách ‘’Trịnh chất 1’’.
K Hv = 1 +

v H bw d w 1
2T2K H α K H β

: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong

vùng ăn khớp.
v H = δ H g 0v

aw

u

δ H = 0,006

Trong đó:
: hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp theo bảng 6.8
sách ‘’Cơ sở thiết kế máy’’.
g 0 = 56

: hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng.

25