Hộp giảm tốc côn trụ hai cấp

Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học “Thiết kế chi tiết máy” là đồ án môn học cơ sở thiết kế máy.
Đồ án này là một phần quan trọng và cần thiết trong chương trình đào tạo của ngành cơ
khí. Nó không những giúp cho sinh viên bước đầu làm quen với công việc thiết kế máy và
chi tiết máy mà còn giúp chúng ta củng cố kiến thức đã học, nâng cao khả năng thiết kế
của người kĩ sư trong các lĩnh vực khác nhau.
Hiện nay, do yêu cầu của nền kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi
người kĩ sư cơ khí cần phải có kiến thức sâu rộng, phải biết vận dụng những kiến thức đã
học để giải quyết những vấn đề thực tế thường gặp phải trong quá trình sản xuất. Ngoài ra
đồ án môn học này còn tạo điều kiện cho sinh viên nắm vững và vận dụng có hiệu quả các
phương pháp thiết kế nhằm đạt được các chỉ tiêu kinh tế kĩ thuật theo yêu cầu trong điều
kiện và qui mô cụ thể.
Ở đây là đồ án thiết kế “Hộp giảm tốc côn trụ hai cấp ”. Thời gian làm việc
12000 h, làm việc 2 ca.
Do lần đầu thực hiện đồ án môn học này nên không tránh khỏi những thiếu sót. Em
mong được sự đóng góp ý kiến chỉ bảo của quí Thầy.
Em xin chân thành cảm ơn thầy HÙYNH VĂN NAM cùng các Thầy trong Khoa
Cơ Khí đã tận tình chỉ bảo hướng dẫn em hoàn thành đồ án này.
Sinh viên
PHẠM VĂN LUẬT

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

1

Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

ĐỀ TÀI MÔN HỌC
Tính toán thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài.Thời gian làm việc Lh
=12000h, làm việc 2 ca, công suất P = 6,3 (kW) và vận tốc bộ phận công tác v =
121(vg/ph).
Sơ đồ tải trọng và sơ đồ hệ thống như hình vẽ:

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

2


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

Phần 1 : Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền
1.1. Xác định công suất cần thiết , Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện ,chọn
quy cách động cơ.
1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ .
Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động cơ xoay
chiều. Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay
chiều .Trong các loại động cơ điện xoay chiều ta chọn loại động cơ ba pha không
đồng bộ rôto lồng sóc (ngắn mạch) .Với những ưu điểm :kết cấu đơn giản ,giá
thành tương đối hạ ,dễ bảo quản ,làm việc tin cậy ,có thể mắc trực tiếp vào lưới
điện ba pha không cần biến đổi dòng điện.

1.1.2. Xác định công suất của động cơ.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

P ct =



(công thức 2.8 trang 19 - {1})

Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
P t Là công suất tính toán trên máy trục công tác (kW).
 Là hiệu suất truyền động .
- Hiệu suất truyền động theo công thức 2.9 trang 19 - {1}:
 = ol3. 12 . 34. đ . kn
Theo bảng 2.3 trang 21 - {1} ta chọn:
ol = 0,995 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn
12 = 0,95 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn
34 = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ
đ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai
kn = 1
: Hiệu suất của khớp nối
Thay vào (1.1) ta được :  = 0,9953 . 0,95. 0,96. 0,95 .1 ≈ 0,853
Do làm việc tải trọng thay đổi theo công thức 3.10 trang 89 – {4}:
= Pđ = P . k
Trong đó :
P = 6,3 (kw)
∑

k =

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

( )

.

∑

3


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

( )

k

=

k

=

. ,

(

,

,

) .

,

,

(

,

) .

,

,

0,2 + 0,6 . 0,4 + 0,4 .0.4 ≈ 0,639

Vậy : P = P đ = 0,639 . 6,3 = 4,03 (kw)

P =



=

,
,

= 4,72 (kw)

1.1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ.
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức 2.18 trang 21 – {1}:
n sb = n lv . ut
Trong đó: n sb Là số vòng quay đồng bộ
n lv Là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải
quay
u t Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
Mặt khác: ut = u12. u34 . uđ . u
nên
n sb = n lv . u12. u34 . uđ . ukn
Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} ta chọn:
u12 = 2 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn
u34 = 4 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ
uđ = 3 Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang
ukn = 1 Tỉ số truyền của khớp nối
Thay vào (1.2) ta được : n sb = 121 .2.4.3 .1 = 2904 (v/p)
1.1.4. Chọn quy cách động cơ.
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:
Pđc>Pct
;
nđc nsb ( công thức 2.19 trang 22 – {1})
Theo bảng phụ lục P1.1 trang 234 - {1}, ta chọn được động cơ có:
Kiểu động cơ : K132M2
Công suất động cơ : P = 5,5 (Kw)
Vận tốc quay: n = 2900 (v/p)

Bảng 1.1 – Bảng đặc trưng cơ - điện của động cơ
Công suất
(kw)

Vận tốc
quay,(v/p)

cos j

Kiểu động cơ

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

4



Khối
lượng
(kg)


Đồ án chi tiết máy

K132M2

GVHD : Huỳnh Văn Nam
kW

Mã
lực

50Hz

60Hz

5,5

7,5

2900

3480

0,93

85,0

I
I

T
T

7,0

2,2

1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy ,điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn.

a. Kiểm tra điều kiện mở máy.
Khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động
cơ (T < T ) nếu không động cơ sẽ không chạy. Trong các catalog của động cơ
đều cho tỉ số

, đó cũng là một số liệu cần để tham khảo khi chọn nhãn

hiệu động cơ, với điều kiện:
≤
Trong đó: T

– Mômen mở máy của thiết bị dẫn động.
= 2,2 (theo bảng 1.1 ở trên)

Theo lược đồ phân bố tải trọng tác động như đã cho trong đề bài:

T
T

=

T
=1
T

Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy.
b. Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc.

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

5

73


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam
T

T
[

đ

đ

≤ [Tđ ] ; [

=

] = .2.T

đ

. 5,5 = 18,11 (Nm)

] = 0,853 . 2 . 18,11 = 30,896 (Nm)

Có kết quả: T

= K .T ả

đ

T

.

=

đ

.

=
, .

đ

.

=24,32 (Nm)

. ,

Theo số liệu động cơ đã chọn , ta có : [Tđ ]
So sánh kết quả: Vậy [Tđ ]

.

30,896 (Nm) > T

30,896 (Nm)
đ

= 24,32 (Nm)

1.2. Phân phối tỉ số truyền.
* Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động
ut =
Trong đó:

đ

n dc Là số vòng quay của động cơ
n lv Là số vòng quay của trục băng tải

Thay số
*

≈ 23,97

ut =

Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u t cho các bộ truyền

u t = ung .u h
- Tỉ số truyền ngoài hộp: u = uđ

Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} và dãy tiêu chuẩn trang 49 – {1} ta chọn:
uđ = 2,8 Tỉ số truyền của bộ truyền đai
Vậy : u = 2,8

-

,

=

 u =

,

= 8,56

Tỉ số truyền trong hộp: u = u . u
u Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn.
u Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ.
Theo công thức 3.17 trang 45 – {1} ta có:
 l =

,
(

,
(

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

.
, ).

. [

).

Chọn c = 1,1 ; K
 l =

. 

. [

= 0,3 ; 
,
,

]
]

= 1,2 ; [K ] = [K ]

= 12,87

6


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

 l . c = 12,87 . 1,1 = 17,12
Theo hình 3.21 trang 45 – {1}, với u = 8,56 tìm được
số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm sẽ là :

=

u

,

=

= 2,7 ,do đó tỉ

= 3,17

,

Kiểm tra lại: u = u . u . u = 2,7 .2,8 .3,17 = 23,965
Ta có : u - ut = 23,965 – 23,97 = 0,5 < 5%
Vậy ta có kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là:
Bộ truyền đai : uđ = 2,8
Bộ truyền bánh răng côn : u = 2,7
Bộ truyền bánh răng trụ : u = 3,17
1.3. Xác định các thông số động học và lực của các trục.
1.3.1. Tính tốc độ quay trên các trục.
-

Trục động cơ : nđ = 2900 (v/p)

-

Trục I : n =

đ

=

- Trục II : n

=

- Trục III : n

=

= 1035,7 (v/p)

,

đ

,

=
,

=

= 383,6 (v/p)

,

= 121 (v/p)

,

1.3.2. Tính công suất trên các trục.
Gọi công suất các trục I , II , III lần lượt là P , P , P
-

=



. 

=

,
,

= 6,33 (kW)

.

Công suất danh nghĩa trên trục II :

P =
-

có kết quả:

Công suất danh nghĩa trên trục III :

P
-

,



. 

=

,
,

.

,

= 6,63 (kW)

Công suất danh nghĩa trên trục III :

P =

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2



. 

=

,
,

.

7

,

= 7,01 (kW)


Đồ án chi tiết máy
-

GVHD : Huỳnh Văn Nam

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :

Pđ =

. đ



,

=

,

.

= 7,42 (kW)

,

1.3.3. Tính mômen xoắn trên các trục:
-

Trục động cơ:
. đ

Tđ = 9,55 .
-

.

= 9,55 .

,

= 24434,83 (Nmm)

đ

Trục I :

T = 9,55 .

.

.

= 9,55 .

,

= 64637,9 (Nmm)

,

- Trục II :

T = 9,55 .
-

.

.

= 9,55 .

,

= 165058,7 (Nmm)

,

Trục III :

T

= 9,55 .

.

= 9,55 .

.

,

= 499599,2 (Nmm)

Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :
Bảng 1-2 : Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ
thống dẫn động .
Động cơ

7,42

Công suất : P (kW)
Tỉ số truyền U
Số vòng quay (n)
2900
Moment xoắn (T)
24434,83

I
7,01
2,8

II
6,63
2,7

1035,7
64637,9

III
6,33
3,17

383,6
165058,7

121
499599,2

Phần 2 : Tính toán thiết kế các bộ truyền
2.1. Thiết kế bộ truyền đai.
2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai.
Ở đây ta chọn loại đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

8


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

cao su có độ bền mòn cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi của
nhiệt độ và độ ẩm và thường được sử dụng rộng rãi. Dựa vào đặc điểm công
suất của cơ cấu , Pđ = 7,42(kW). Tra bảng 5.13 trang 93 – {3} ta chọn loại đai
có hình thang thường A:
Các thông số của đai thường loại A bảng 4.13 trang 59 – {1} :
bt = 11 (mm) ; b = 13 (mm) ; h = 8 (mm) ; yo = 2,8 (mm)
Diện tích tiết diện : 81 (mm )
Đường kính bánh đai nhỏ : d = 100
Chiều dài giới hạn : l = 560

200 (mm)

4000 (mm)

b

yo

bt

h

Hình 1. Đai hình thang thường

40°

2.1.2. Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.
a. Đường kính đai nhỏ.
Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 1,2 . d
theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 125 (mm)
Vận tốc đai : v =

π.

=

.
,

.

( bảng 5.15 trang 93 – {3} )
( công thức 5.18 trang 93 – {2})

.

= 18,97 (m/s)

Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc đai cho phép V

b. Đường kính đai lớn.
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

= 1,2 . 100 = 120 (mm)

9

= 25 30 (m/s)


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

Đường kính bánh đai lớn :
d2 = d1 . uđ . (1-) = 125 .2,8 .(1 - 0,01)= 346,5 (mm)
Trong đó : uđ - tỉ số truyền
 = 0,01  0,02 - hệ số trượt

Chọn đường kính d2 theo tiêu chuẩn, d2 =360 (mm )
( bảng 5.15 trang 93 – {3})
Tỉ số truyền thực tế : u =
.

(

=

.(

Sai số của tỉ số truyền : u =

( công thức 4.10 trang 132 – {4})

)
,

|

= 2,9

)

đ|
đ

=

| ,

, |
,

.100% = 3,57% <5%

Vậy thỏa mãn điều kiện .Ta có thể giữ nguyên các thông số đã chọn.
c. Khoảng cách trục A và chiều dài đai L.
-Chọn sơ bộ khoảng cách trục là :

a
-

=1,5. d = 1,5. 360 = 540 (mm)

Chiều dài sơ bộ của đai:

L

= 2. a

L

= 2. 540 +

+

.(

.(

)

+
)

(

)
.

+

(

(công thức 4.4 trang 13 - {4})
)

.

= 1867,02 (mm)
Theo bảng 4.13 trang 59 – {1} ,ta chọn : l = 2000 (mm)
Số vòng chạy của đai : i = v = 18,97 = 9,49
L
2000
Vậy i =9,49 < i
= 10 ,thỏa mãn điều kiện.

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

10


Đồ án chi tiết máy

-

GVHD : Huỳnh Văn Nam

Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn :
.(

a=

)

⟦

⟧

(

(

)

= 607,9 (mm)

Kiểm tra điều kiện công thức 4-14 trang 60 – {1} ,khoảng cách trục
cần thỏa mãn : 0,55.( d + d )+ h ≤ a ≤ 2.( d + d )

+

Trong đó : 0,55.(

)+ h = 274,75 (mm)

2.( d + d ) = 970 (mm)
Vậy khoảng cách trục thỏa mãn điều kiện.
-Góc ôm đai :

α = 180

- 57

= 180

- 57

(

)

(

)

= 155,19
α

= 155,19 > 150 ,vậy góc ôm thỏa mãn điều kiện.

d. Xác định số đai z.
Áp dụng công thức 4.16 trang 60 – {1} ta có :

z=

[

].

. đ
. .

.

Trong đó :
- Pđ = 7,42 (kW) - Công suất trên trục bánh đai chủ động
- K đ Hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ
K đ =1,1 do làm việc 2 ca nên K đ =1,2 (bảng 4.7 trang 55 – {1})
- [P ] = 3,08 (kw) Công suất cho phép (bảng 4.19 trang 62 –{1})
-C

Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm

Do α
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

= 155,19

(150 …180)
11

Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam
Nên C = 1 – 0,0025.(180 - α ) = 0,93

- C Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai :
=

= 1,176 Tra bảng 4.16 trang 61 – {1} ,

= 1,04

- C = 1,135 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền
(bảng 4.17 trang 61 – {1}, với uđ = 2,8)
- C Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các
dây đai .Ta có tỉ số : , =

đ

[

=
]

,
,

= 2,4

Tra bảng 4.18 trang 61 – {1} , C = 0,95

Thay các giá trị vào công thức ta có :

z=

,
,

. ,

.

. ,

,
. ,

. ,

= 2,748 (đai)

Lấy z = 3
e. Chiều rộng bánh đai và đường kính bánh đai.
B = ( z – 1). t + 2.e

(công thức 4.17 trang 63 – {1})

Trong đó : z = 3 ; t = 15; e = 10 (bảng 4.21 trang 63 – {1})
Thay số : B = 50 (mm)

- Đường kính ngoài của bánh đai :

+ Bánh dẫn :
= d + 2. h = 131,6 (mm) (công thức 4.18 trang 63 – {1})
+ Bánh bị dẫn :
d = d + 2. h = 366,6 (mm)
Trong đó : h = 3,3
(bảng 4.21 trang 63 – {1}).
2.1.3. Xác định lực trong bộ truyền.
a. Xác định lực vòng.

F =q

.v

Trong đó : q

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

(công thức 4.20 trang 64 – {1})

= 0,105 (kg/m)

(bảng 4.22 trang 64 – {1})

12


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

 F = 0,105 . 18,97 = 37,785 (N)
b. Xác định lực căng ban đầu.

F =

.

.

.

.

.

=

,

,
.

đ

+ F (công thức 4.19 trang 63 – {1})

.

,

,

+ 37,785 = 169 (N)

.

Lực căng dây mỗi đai là :

=

= 56,3 (N)

c. Lực tác dụng lên trục.

F = 2 . F .z .sin( )

= 2 .169 . 3 . sin(

,

) = 990,3 (N)

d. Lực vòng có ích.

F

.

=

(công thức 3.4 trang 86 – {4})
.

=

,

,

= 391,14 (N)

Lực vòng trên mỗi dây đai 130,38 (N)
e. Ứng suất lớn nhất trong dây đai.
σ

=σ +σ +σ
(công thức 4.28 trang 138 – {4})
= σ + 0,5. σ + σ + σ

=
=

+ 0,5. +
,

+ 0,5 .

+
,

.

.E

+

,

+

. , .

= 6,45 (MPa)
Trong đó : E = 100 (MPa), môđum vật liệu đai (trang 139 – {4})
f. Tuổi thọ của đai.
Xác định theo công thức 4.37 trang 146 – {4}:

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

13


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam
(

L =

)
.

.

.10 =

(

,

.

)
. ,

.10

= 2103,12 (giờ)
Với tuổi thọ của dây đai như vậy . Trong toàn bộ thời gian làm việc
của hệ thống số lần phải thay đai là :

S

đ

=

=

,
Bảng thông số của bộ truyền đai thang :
Thông số

6 (lần)

Trị số

Đường kính tang nhỏ: d1 (mm)

125

Đường kính tang lớn: d2 (mm)

360

Khoảng cách trục: A (mm)

540

Chiều dài đai: L (mm)

2000
155,190

Góc ôm đai: 
Số đai: z

3

Chiều rộng đai: B (mm)

50

Lực căng ban đầu: Fo (N)

169

Lực tác dụng lên trục: F (N)

990,3

2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng (cấp nhanh).
2.2.1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn hay nhỏ ,khả
năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kích
thước nhỏ gọn hay không ?...Đối với hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp chịu công suất
nhỏ Pđ = 5,5 (kw), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB 350 , bánh răng
được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính
xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.
Theo bảng 6.1 trang 92 – {1} ta chọn :
* Bánh nhỏ (bánh 1) :
- Thép C45 tôi cải thiện .
- Đạt tới độ rắn HB = (241…285) .

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

14

Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

- Giới hạn bền σ

= 850 MPa.

- Giới hạn chảy σ

= 580 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB = 250.

* Bánh lớn (bánh 2) :
- Thép C45 tôi cải thiện .
- Đạt tới độ rắn HB = (192…240).

σ = 750 MPa.
= 450 MPa.
- Giới hạn chảy σ

- Giới hạn bền

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB = 240
2.2.2. Xác định ứng suất cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ ] và ứng suất uốn cho phép [σ ] được xác định
theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}.
[σ ] =

.Z . Z . K

[σ ] =

.Y . Y . K

.K
.K

.K

Trong đó :
Z - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc .
Z - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .
K - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
Y - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng .
Y - Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất .
K - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong thiết kế sơ bộ lấy : Z . Z . K = 1 và Y . Y . K = 1 , do đó các
công thức (3.1) và (3.2) trở thành :
[σ ] =

.K

[σ ] =

.K

.K

Trong đó :

σ

và σ
lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1} với thép C45
tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350).

σ

= 2HB + 70

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

;

15

S = 1,1


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

σ

=1,8HB
;
S = 1,75
S , S – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .

σ
σ
σ

= 2HB + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
= 2 HB + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa)
=1,8 HB = 1,8 . 250 = 450 (MPa)

σ

=1,8 HB = 1,8 . 240 = 432 (MPa)
K - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , K = 1 khi đặt tải một phía (bộ
truyền quay một chiều).
K , K - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1} :
K

=

K

=

Trong đó :
m , m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn .

m = m = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 .
N – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc , công thức 6.5
trang 93 – {1} ta có :
N = 30. H ,
 N
= 30.250 , = 17067789
N
= 30.240 , = 15474913
N – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N = 4 .10 đối với tất cả loại thép .
N và N - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền làm việc
với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì N và N được tính theo công thức 6.7 và
6.8 trang 93 – {1) :
N

N

= 60.c. ∑

.n .t

= 60.c. ∑

.n .t

Trong đó :
c – số lần ăn khớp trong một vòng, c = 1

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

16


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

n – số vòng quay của bánh răng trong một phút, n = 1035,7 (v/p) ;
n = 383,6 (v/p)
t - tổng thời gian làm việc, t = 12000 (giờ) .
m =6


N
N
N

= 60 . 1 .1035,7 .(1 . 0,2 + 0,6 . 0,4 + 0,4 .0,4) .12000
= 2,32 . 10
= 60 . 1 .383,6 .(1 . 0,2 + 0,6 . 0,4 + 0,4 .0,4) .12000
= 8,62 . 10
= 60 . 1 .1035,7 .(1 . 0,2 + 0,6 . 0,4 + 0,4 .0,4) .12000

= 1,64 . 10
N

= 60 . 1 .383,6 .(1 . 0,2 + 0,6 . 0,4 + 0,4 .0,4) .12000
= 6,08 . 10
Vậy : N

>N
, N
>N
và N
>N
,N
>N
Nên ta lấy : N
= N
,N = N
Khi đó ta có kết quả : K = 1 và K = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường
thẳng song song với trục hoành :tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn
uốn là không thay đổi).
Vậy ta có kết quả :
[σ ] =
[σ ] =
[σ ] =
[σ ] =

.
,
.
,

= 518,181 (MPa)
= 500 (MPa)

. .
,
. .

,

= 257,14 (MPa)
= 246,86 (MPa)

Với bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán
chọn theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị [σ ] và [σ ] , do đó
[σ ] = [σ ] = 500 (MPa) .
* Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải, được xác định
theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95 – {1} :
[σ ]
= 2,8 . σ
[σ ]
= 0,8 . σ


[σ ]

= 2,8 . 580 = 1624 ( MPa)

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

17


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

[σ ]

= 2,8 . 450 = 1260 ( MPa)

[σ ]

= 0,8 . 580 = 464 ( MPa)

[σ ]

= 0,8 . 450 = 360 ( MPa)

2.2.3.Tính bộ truyền bánh răng côn.
Với tỉ số truyền u = 2,7 nên chọn bánh răng côn – răng thẳng để thuận lợi cho
việc chế tạo sau này.
1. Xác định chiều dài côn ngoài.
Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền
tiếp xúc.Theo công thức thiết kế 6.52a trang 112 – {1} :

R =K . u

+1.

.
(

).

. [

.

]

Trong đó :
K = 0,5K đ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng.
Với truyền động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép :
K đ = 100 MPa /  K = 0,5 . 100 = 50 MPa /
K – hệ số chiều rộng vành răng :

K
Chọn K

=

= 0,25…0,3

= 0,3 vì u

= 2,7 < 3
.

Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} 
Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} , chọn K

, . ,

=

= 0,476

,
= 1,08 do trục bánh răng côn

Lắp trên ổ đũa , sơ đồ I , HB 350 .
T = 64637,9 (Nmm) .Mômen xoắn trên trục bánh chủ động .
[σ ] = 500 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép .
Vậy có kết quả :
R = 50 . 2,7 + 1 .

(

, ). ,

= 113,76 (mm)
2. Xác định các thông số ăn khớp.
* Số răng bánh nhỏ :

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

18

, .

,

.

, .

Đồ án chi tiết máy

d

GVHD : Huỳnh Văn Nam

= Kđ .

= 100 .

.
(

(

).

, ). ,

. [

.

, .

,

.

, .

]

= 79 (mm)
Theo bảng 6.22 trang 114 – {1} , tìm được z

= 21 với HB

350

 z = 1,6 .z = 1,6 . 21 = 33,6 . Chọn z = 33 (răng) .
* Đường kính trung bình và môđum trung bình :
(3.11) (công thức 6.54) trang 114 – {1})
d = (1 − 0,5K ) . d
= (1 − 0,5 .0,3) . 79 = 67,15 (mm)
,
m =
=
= 2,035 (mm)

* Xác định môđum :
Với bánh răng côn – răng thẳng môđum vòng ngoài được xác định
Theo công thức 6.56 trang 115 – {1} :
,
m =
=
= 2,394 (mm)
(
)

, .
(
, . , )
Theo bảng 6.8 trang 99 – {1} ,ta chọn m = 2,5 (mm)
Theo công thức 6.56 trang 115 – {1}, tính lại m
m = m . (1 − 0,5. K ) = 2,5 .(1 - 0,3 .0,5) = 2,125
d
= m . z = 2,125 . 33 = 70,125 (mm)
* Xác định số răng bánh lớn :
z = u . z = 2,7 . 33 = 89,1 (răng) , chọn z = 89 (răng)
Do đó tỉ số truyền thực tế :

=

=

= 2,69

* Tính góc côn chia :
z
33
δ = arctg 1 = arctg
= 20,2
z2
89
δ = 90 - δ = 90 – 20,2 = 69,8
Chiều dài côn ngoài thực :
R = 0,5. m

SVTT : Phạm Văn Luật

Lớp : 08CĐCK2

. z

+ z

= 0,5. 2,5.√33

19

+ 89

= 118,65 (mm)


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Huỳnh Văn Nam

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện :
σ

.

= Z .Z .Z .

.
,

.
. .

[

.

]

( công thức 6.58 trang 115 – {1})
Trong đó :
- Z = 274 MPa / , hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp. Theo bảng 6.5 trang 96 – {1}.
- Z , hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , theo bảng 6.12 trang 106 - {1}
với : x = x + x = 0  Z = 1,76
- Z , hệ số kể đến sự trùng khớp của răng đối với bánh côn răng thẳng .
Z =
Ở đây

(

)

– hệ số trùng khớp ngang được xác định :

ε = [ 1,88 - 3,2 .(

+

= [ 1,88 – 3,2 .(



( công thức 6.59a trang 115 – {1})

+

– ,

Z =

)] .cos

(công thức 6.60 trang 115 – {1})

) ].1 = 1,747
= 0,867

K – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
K =K .K .K
(công thức 6.61 trang 116 – {1})
K

– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo bảng 6.21 trang 113 – {1} ,chọn K

K
K

=1,08

– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp
đồng thời, với bánh răng côn – răng thẳng K = 1
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
. .

K

=1+

.

.

.

(công thức 6.63 trang 116 – {1})
Trong đó : v = δ . g .v .

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2

.(

20

)