Thuyết minh đồ án chi tiết máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn dùng cho băng tải

Thuyết minh đồ án chi tiết máy

MỤC LỤC

Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Lời Nói Đầu
Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo
định hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan
trọng. Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế
sức lao động của con người. Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế
đòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều. Là sinh viên khoa: Cơ
Khí Chế Tạo Máy em thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình
được tiếp thu từ thầy cô.
Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng
trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên nắm bắt và đúc kết được
những kiến thức cơ bản của môn học. Môn học Thiết kế sản phẩm với CAD là
một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về thiết kế các chi tiết máy có công dụng
chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt
động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng
vào việc thiết kế máy, vì vậy Thiết Kế Đồ án Môn Học Thiết kế sản phẩm với
CAD là công việc quan trọng và rất cần thiết
Đề tài thiết kế của nhóm em được thầy:
Ths. Lê Xuân Hưng giao cho là thiết kế trạm dẫn động băng tải. Với những kiến
thức đã học trên lớp, các tài liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ tận tình của
thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn, nhóm em đã hoàn
thành được đồ án này.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều

nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót.Em rất mong được sự chỉ
bảo của các thầy, cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của em được
hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này.
Nhóm em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tình
giúp đỡ chúng em đặc biệt là thầy : Ths. Lê Xuân Hưng
Thái Nguyên, ngày

tháng

năm 2015

Sinh viên:
Bế Quốc Chung
Lê Văn Chung
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Phạm Quang Chung

Tài liệu tham khảo
[I]. Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập I
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục – 2005
[II]. Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập II
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục – 2001
[III]. Chi Tiết Máy – Tập 1, 2.
Nguyễn Trọng Hiệp - Nhà xuất bản Giáo dục - 2006
[IV]. Tập bản vẽ chi tiết máy
Nguyễn Bá Dương - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc Phong.
Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp - 1978

Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
PHẦN I:
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠKHÍ
I. Tính chọn động cơ điện.
1.Chọn kiểu loại động cơ điện:
Việc chọn một loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay
rất đơn giản song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất
với hộp giảm tốc yêu cầu, phù hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện
kinh tế… Để chọn được động cơ phù hợp ta phải dựa vào đặc điểm
của chúng. Hiện nay trên thị trường có các loại động cơ điện sau:

Hình 1.1 : Phân loại các dạng động cơ điện
* Động cơ điện một chiều có đặc điểm:
- Ưu điểm:
+ Có thể thay đổi trị số mômen và vận tốc góc trong ph ạm vi
rộng.
+ Đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng.
- Nhược điểm:
+ Giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt
thiết bị chỉnh lưu
- Phạm vi sử dụng:
+ Được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang
máy,máy trục.....
* Động cơ điện xoay chiều một pha:
- Đặc điểm: Có công suất nhỏ.
- Phạm vi sử dung: Chỉ phù hợp cho các thiết bị gia đình.

* Động cơ xoay chiều 3 pha (Được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp):
* Động cơ ba pha đồng bộ:
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
- Ưu điểm:
+ Hiệu suất và cosφ cao, hệ số tải lớn.
- Nhược điểm:
+ Thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thêm thiết bị
phụ để
khởi động động cơ.
- Phạm vi sử dụng:
+ Chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn
(100kw) khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc
góc.
* Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây cuốn:
- Ưu điểm:
+ Cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( kho ảng 5%),
có dòng điện mở máy thấp.
- Nhược điểm:
+ Hệ số cosφ thấp, giá thànhđắt, vận hành phức tạp.
- Phạm vi sử dụng:
+ Chỉ thích hợp trong phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích
hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt.
*Động cơ bap ha không đồng bộ rôto ngắn mạch:
- Ưu điểm:
+ Kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể nối trực tiếp
vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện.
- Nhược điểm:

+ Hiệu suất và hệ số công suất cosφ th ấp so với động cơ bap
ha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc.
 Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với đi ều kiện hộp giảm tốc của
ta, ta chọn: Động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch (lồng
sóc).

Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
2.Tính công suất và số vòng quay của động cơ:
Động cơ được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng bộ
thỏa mãn điều kiện:
Pdc ≥ Pct nđb ≈ nsb
+ Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:
P

ct

=

Pt
η∑

Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ.
Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác.
Trường hợp tải thay đổi: công suất tính toán là công suát làm việc
trên trục máy công tác:



∑ 



Pt = Plv

pct
i
pct
lv

2
÷ t
i = F .v
÷
÷
1000
÷ tck




∑ 



pct
i
pct
lv

2
÷ t
i = 8000.2 1.0, 4 + 0, 42.0,3 + 0,52.0,3 = 11, 27( kw)
÷
÷
1000
÷ tck


Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đênn bang tải bị hao
mòn khi đi qua khớp nối, hai cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm
tốc, bốn cặp ổ lăn. Do vậy, hiệu suất chung của hệ thống dẫn động là:

η ∑ = η k .ηbrC .ηbtT .η ol4 .η d
Trong đó:

ηbrC : Hiệu suất của một cặp bánh răng côn ăn khớp.

ηbtT : Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ ăn khớp.

ηol

: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.

ηk

: Hiệu suất của khớp nối.

ηd

: Hiệu suất của bộ truyền đai
Tra hiệu suất trong Bảng2.3[I] ta được:

η`

Bỏnh răng trụ

Ổ lăn

Bỏnh răng cụn

0,97

0,993

0,96

Khớp nối
1

Đai
0,95

Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động

η∑ = ηk .ηbrC .ηbtT .ηol4 .ηd = 1.0,96.0,97.0,9934.0,95 = 0,86
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:
Page

Thuyết minh đồ án chi tiết máy
11, 27
= 13,1(kw)
0,86
+ Số vòng quay của trục máy công tác là: nlv

Pct =

nlv =

60000.v 60000.2
=
= 84,93(vg / ph)
Π.D
3,14.450

Trong đó: v là vận tốc vòng của băng tải (m/s)
D là đường kính của băng tải (mm)
+Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định theo công thức:
nđb =

60 f
P

Trong đó : f là tần số của mạng điện xoay chiều. (f = 50 Hz)
p là số đôi cực (p = 2).
Ta thấy số vòng quay của động cơ không đồng bộ càng thấp thì kích
thước và giá thành càng cao. Tuy nhiên dùng động cơ có vận tốc
càng cao thì lại yêu cầu giảm tốc nhiều tức là tỷ số truyền của

toàn hệ thống tăng lên dẫn đến kích thước giá thành của các bộ
truyền tăng lên. Ta chọn sơ bộ vòng quay đồng bộ của động cơ:
nđb=1500(v/ph) tương ứng với số vòng quay kể cả sự trượt 3% là
1445(v/ph).
Khi này tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống được xác định:
usb =

ndb 1455
=
= 17,13
nlv 84,93

Tra theoBảng 2.4[I] tỷ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc côn tr ụ
và bộ truyền đai
uh= (8 ÷ 31.5)
dai
und
= (1.5 ÷ 4)
∑
=> und
= (12 ÷ 126)

Ta thấy usb nằm trong khoảng trên . Vậy tốc độ động cơ nđb=
1500(v/ph) là thỏa mãn.
3.Chọn động cơ:
Qua các bước trên ta đã xác định được:
Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thỏa
mãn những điều kiện trên.
Để chọn động cơ ta tra bảng Phụ lục P1.1;P1.2;P1.3[I]. Từ đó, ta
chọn động cơ:

4A160S4Y3 có các thông số sau:

Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Kiểu động cơ

Công suất

Tốc độ quay

(KW)

(v/ph)

15

1460

4A160S4Y3

Cos

η%

Tmax
Tdn

Tk

Tdn

0,88

89

2,2

1,4

4. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:
4.1 Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ:
Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức cản của hệ thống. Vậy:
dc
Pmm
≥ Pbddc (KW). Trong đó:
dc
Pmm
là công suất mở máy của động cơ (KW)

Pbddc là công suất ban đầu trên trục động cơ

Với: Pmm = K mm Pdm
dc

dc

K mm =

Tk

Tdn Là hệ số mở máy của động cơ

Kbd là hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng).
Từ các công thức trên ta tính được:
dc
dc
Pmm
= K mm .Pdm
=

Tk
dc
.Pdm
= 1, 4.15 = 21( KW)
Tdn

Pbddc = Kbd .Plvdc = 1, 3.13,1 = 17, 03( KW)
Ta thấy:
dc
Pmm
> Pbddc .

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc đặt ra.
4.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Điều kiện quá tải :
dc
Pmax
> Pqtdc

Trong : Pmaxdc: công suất lớn nhất cho phép của động cơ (kw).

dc
Pmax
=

Tmax dc
.Pdm = 2, 2.15 = 33(kw)
Tdn

Pqtdc : công suất đặt lên trục động cơ khi quá tải , chính là công suất trên trục động cơ
có giá trị lớn nhất trong sơ đồ tải .

Pqtdc = Plvdc = 13,1(kw)
Vậy ta có :
dc
Pmax
= 15 > Pqtdc = 13,1

Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Vậy động cơ đã chọn phù hợp với điều kiện quá tải với động cơ .

II. Phân phối tỉ số truyền.
1. Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:

U∑ =

ndc 1460
=

= 17,19
nlv 84,93

Trong đó:
ndc là số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph).
nlv là số vòng quay của trục công tác (v/ph).
Ta có:

U ∑ = U h .U d

Với :Ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai
U d = (0,15 ÷ 0,1)U ∑ = 0,15.17,19 = 1, 6
Với : uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.

Uh =

U ∑ 17,19
=
= 10, 7
Ud
1, 6

uh= u1.u2
u1, u2 là tỷ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm.
2.Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
Hệ dẫn động hộp giảm tốc gồm 2 cấp bánh răng.

Ft
6
5

4
3
1

2
Hình 1.2 Sơ đồ hệ dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc côn trụ

2.1 Tỉ số truyền của cấp chậm.
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Với mong muốn nhận được chiều cao của hộp giảm tốc nhỏ nhất vì vậy ta sẽ tính tỉ số truyền bộ
truyền bánh răng cấp chậm u2 theoCông Thức 1.24 [VI]. Ta có tỉ số truyền của cấp chậm (tỉ số truyền
của bánh răng trụ):

u2 ≈ 1, 073 3

ψ ba 2 .uh
kbe (1 − 0, 5kbe ) 2

Trong đó: kbe là hệ số chiều rộng vành bánh răng côn. (kbe = 0,25 ÷ 0,3)
ψba2 là hệ số chiều rộng bánh răng trụ. ( ψba2= 0,3 ÷ 0,4)
Nhằm đạt được mục đích trên ta tiến hành chọn kbe và ψba2theo các giá trị tối ưu, ta được:
kbe = 0,3 và ψba2 = 0,4.
Khi đó Công thức 1.24[VI] trở thành Công thức 1.25[VI]:

u2 = 1,32. 3 uh = 1,32. 3 10, 7 = 2,9
2.2 Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn):

uh 10, 7
=
= 3, 69
u2
2,9

u1 =

III. Xác định các thông số trên các trục.
1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph):
- Tốc độ quay của trục I:

ndc 1460
=
= 912, 5(v / ph).
ud
1, 6

nI =

- Tốc độ quay của trục II:

nII =

nI 912,5
=
= 247, 29(v / ph).
u1
3, 69

- Tốc độ quay của trục III:

nIII =

nII 247, 29
=
= 85, 27(v / ph).
u2
2,9

- Tốc độ quay của trục công tác:

nct =

nIII 85, 27
=
= 85, 27( v / ph).
u3
1

2. Tính công suất danh nghĩa trên các trục (KW).
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Plvct
P =
= 13,1( KW ).

u∑
dc
lv

- Công suất danh nghĩa trên trục I:

PI = Plvdc .η d .η ol = 13,1.0,95.0,993 = 12,36( KW )
- Công suất danh nghĩa trên trục II:

PII = PI .ηbtC .ηol = 12,36.0,96.0,993 = 11, 78( KW )
- Công suất danh nghĩa trên trục III:

PIII = PII .ηbtT .ηol = 11, 78.0,97.0,993 = 11,35( KW )
- Công suất danh nghĩa trên trục CT:

Pct = PIII .η k .ηol = 11,35.1.0,993 = 11, 27( KW )
3. Tính mômen xoắn trên các trục (N.mm)
- Mômen xoắn trên trục động cơ:

Tdc =

9, 55.106.Pdc 9, 55.10 6.13,1
=
= 85688, 36( N .mm)
ndc
1460
- Mômen xoắn trên trục I:

9,55.106.PI 9,55.106.12, 36
TI =

=
= 129356, 71( N .mm)
nI
912,5
- Mômen xoắn trên trục II:

TII =

9,55.106.PII 9,55.106.11, 78
=
= 454927, 41( N .mm)
nII
247, 29
- Mômen xoắn trên trục III:

TIII =

9,55.106.PIII 9, 55.106.11, 35
=
= 1271168, 05( N .mm)
nIII
85, 27
- Mômen xoắn trên trục CT:

TCT

9,55.106.Pct 9,55.106.11, 27
=
=
= 1262208, 28( N .mm)

nct
85, 27

4. Lập bảng số liệu tính toán:
Các kết quả tính toán trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này, ta lập bảng thống kê
các kết quả tính toán đó như trong bảng 1.1 sau đây:
Bảng 1.1: Các kết quả tính toán động lực học trục.
Thông sốTrục
Trục động cơ

Tốc độ quay (v/ph)

Tỉ số truyền

Công suất (KW)

1460

1,6

13,1

Mômen xoắn
(Nmm)
85688,36

Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Trục I

912,5

12,36

129356,71

3,69
Trục II

247,29

11,78

454927,41

2,9
Trục III

85,27

Trục CT

85,27

1

11,35

1271168,05

11,27

1262208,28

PHẦN 2:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
I. Thiết kế bộ truyền đai.
1. Chọn đai .
Dựa vào công suất động cơ, số vòng quay P = 15 (kw) , n = 1460 (v/ph) làm việc của động cơ ta
chọn đai làm việc cho động cơ là : (Đai hình thang hẹp)
Kích thước tiết diện (mm2)
Ký hiệu

Diện tích

Đường

Chiều dài

tiết diện

kính bánh

giới hạn l,

A, (mm)

đai nhỏ

(mm)

d1, (mm)

YA

bt

b

h

yo

11

13

10

2,8

95

90 - 250

800
-4500

2. Các thông số của bộ truyền đai.
Ta chọn d1 = 224 (mm).

d 2 = d1.u.(1 − ε )
⇒ d 2 = 224.1.6.(1 − 0, 02) = 351, 23(mm)

Trong đó :
u : là tỉ số truyền của bộ truyền đai
ɛ : hệ số trượt : ɛ = 0,01 ÷ 0,02.
Tra bảng 4.21 . Các thông số của bánh đai hình thang .
Ta có : d2 = 355(mm).

Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Vận tốc đai .

v=

π .d1.n1 π .224.1460
=
= 17,1(m/ s)
60000
60000

Đối với đai thang hẹp v < vmax=40 (m/s)
Thỏa mãn điều kiện .
Tỉ số truyền thực tế.

ut =

d2
355
=
= 1, 62
d 1.(1 − ε ) 224.(1 − 0, 02)

Độ sai lệch tỉ số truyền.

∆u = (

ut − u
).100 = 1, 25 0 < 4 0
0
0
u

Khoảng cách trục a.
Giá trị a được tính cần thỏa mãn điều kiện :

0.55.(d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d 2 )
⇒ 0.55.(224 + 355) + 10 ≤ a ≤ 2(224 + 355)
⇒ 328.45 ≤ a ≤ 1158
Vậy ta chọn a = d2 = 355 (mm).
Chiều dài l .

π (d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
l = 2.a +

+
2
4.a
π .(224 + 355) (355 − 224) 2
⇒ l = 2.355 +
+
2
4.355
⇒ l = 1631,1(mm)
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 1800 (mm).
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ.

v
≤ imax = 10
l
17,1
⇒i=
= 9, 5 < 10
1,8
i=

Vậy đai được chọn thỏa mãn điều kiện làm việc.
Dựa vào công thức [4.6] , ta xác định lại khoảng cách trục a theo chiều dài l .
λ + λ 2 − 8∆ 2
a=
4

Trong đó :
Page

Thuyết minh đồ án chi tiết máy
λ =l−

π .(d1 + d 2 )
3,14.(224 + 355)
= 1800 −
= 890,5
2
2

∆=

d

2

− d1
= 65, 5
2

Vậy ta có a = 440 (mm).
Xác định số đai z .

z =

P1 . K d
P0 .Cα .C1 .Cu .C z

[ 4.16 ]

Trong đó :
P1 : công suất trên trục bánh đai chủ động (kw).
P0 : công suất cho phép (kw), được xác định bằng thực nghiệm . bảng [4.20].
Với v = 17,1 (m/s), d1 = 224 (mm), loại đai YA => P0 = 10,3
Kd : hệ số tải trọng động , bảng [4.7].
Cα : trị số của hệ số ôm .
Góc ôm : α = 180 – 57( d2 – d1) = 1760> 1200
Vậy Cα = 1 – 0,0025(180 - α) = 0,99
Trị số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền Cu : tra bảng [4.17] với u = 1,6
Vậy Cu = 1,11
Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ dài đai Cl :
Với

l/l0 = 1 => Cl = 1

bảng [4.16].

Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng C z .
Với P1/[P0] = 1,27

=> Cz = 1

 Z=2

Chiều rộng của đai : B = (z -1).t +2e =35 (mm).
Đường kính ngoài của đai : da = d + 2h0 = 224 + 2.3 =230 (mm).
Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .
-

Lực căng trên một đai
F0 =

780.P1.k d
v.cα .z

Trong đó :
Fv : lực căng do lực ly tâm gây ra .
Fv = q m . v 2

bảng [4.20].

Tra bảng [4.22] ta có qm = 0,118 (kg/m).
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Vậy Fv = 34,5 (N) => F0 = 377,23 (N)
-

Lực tác dụng lên trục.

α
Fr = 2 F0 .z.sin( )
2
⇒ Fr = 2.377, 23.2.sin 88
⇒ Fr = 1508(N)

II. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp.
1. Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ.

Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I có độ cứng
HB < 350 để chế tạo bánh răng.
- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn
thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.

H1 ≥ H 2 + ( 10 ÷ 15 ) HB
- Dựa vào Bảng 6.1 [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn:
Cặp bánh răng côn:

Loại bánh
Bánh nhỏ
Bánh lớn

Nhiệt luyện
Thép 45 – tôi cải
thiện
Thép 45 – tôi cải

thiện
Bánh nhỏ: Chọn độ rắn HB1=250 (HB).

Độ rắn

Giới hạn bền

σb

Giới hạn chảy σ ch

(MPa)

(MPa)

HB 241…285

850

580

HB 192…240

750

450

Bánh lớn: Chọn độ rắn HB2=240 (HB).

Cặp bánh răng trụ:
Loại bánh

Nhiệt luyện

Độ rắn

Giới hạn bền
(MPa)

σb

Giới hạn chảy

σ ch (MPa)
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Thép 45 – tôi cải

Bánh nhỏ

HB 192…240

750

450

HB 170…217
thường hóa
Bánh nhỏ: Chọn độ rắn HB3=220 (HB).

600

340

thiện
Thép 45

Bánh lớn

Bánh lớn: Chọn độ rắn HB4=210 (HB).

2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép xác định theo các công thức sau:

σ Ho lim
[σ H ] =
Z RVV K XH K HL
SH

(1)

σ Fo lim
[σ F ] =
YRYS K XF K FC K FL
SF
(2)
Trong đó: ZR – Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc.
ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
KXH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
YS - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Chọn sơ bộ: ZRZVKXH = 1 và YRZSKXF =1 nên các công thức (1), (2) trở thành:

σ Ho lim
[σ H ] =
K HL
SH
(3)

σ Fo lim

[σ F ] =
K FC K FL
SF
(4)
Trong đó:

σ Ho lim , σ Fo lim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng

với số chu kì cơ sở.
Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45 thường
hóa hay tôi cải thiện nên:

σ H0 lim1 = 2 HB1 + 70 (MPa)

σ F0 lim1 = 1,8.HB1 (MPa)
Vậy:
 Trong bộ truyền bánh
 răng côn:
Bánh nhỏ: Chọn độ rắn HB1=250 (HB).

σ H0 lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570( Mpa)
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

σ F0 lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450( Mpa)
Bánh lớn: Chọn độ rắn HB2=240 (HB).

σ H0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550( Mpa)

σ F0 lim 2 = 1,8.HB2 = 1,8.240 = 432( Mpa )
 Trong bộ truyền bánh răng trụ:
Bánh nhỏ: Chọn độ rắn HB3=220 (HB).

σ H0 lim 3 = 2 HB3 + 70 = 2.220 + 70 = 510( Mpa)
σ F0 lim3 = 1,8.HB3 = 1,8.220 = 396( Mpa)
Bánh lớn: Chọn độ rắn HB4=210 (HB).

σ H0 lim 4 = 2 HB4 + 70 = 2.210 + 70 = 490( Mpa)

σ F0 lim 4 = 1,8.HB4 = 1,8.210 = 378( Mpa )
 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.
Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)
 KFC = 1
 KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được
xác định theo công thức sau:

K HL = mH

N HO
N HE

K FL = mF
(5)

;

N FO
N FE

(6)

Với: mH, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6
- NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
2,4
N HO = 30 H HB

(HHB – Độ rắn Brinen)

- Bộ truyền bánh răng côn:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB1=250
bánh lớn HB2=240, khi đó:
NHO1 = 30.2502,4 = 1,71.107
NHO2 = 30.2402,4 = 1,55.107
- Bộ truyền bánh răng trụ:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB3 = 220 ; bánh lớn HB4 = 210, khi đó:
NHO3 = 30.2202,4 = 1,26.107
NHO4 = 30.2102,4 = 1,12.107
- NFO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Với tất cả các loại thép thì: NFO = 4.106
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
- NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Vì ở đây bộ truyền chịu tải động thay đổi, nên theo [I] thì:
3
NHE = 60.c. ∑(Ti / Tmax ) .ni .ti Theo(6.7 ).[1]
mF

NFE = 60.c. ∑(Ti / Tmax ) .ni .ti Theo(6.8 ).[1]

Với: c, n, t lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong 1 phút và
tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Ta có: c=1

2
t∑ = 11.0,8.365.24. (1.0, 4 + 0, 43.0,3 + 0,53.0,3) = 23126, 4(h)
3
Trong bộ truyền bánh răng côn:
3
3
3
3
NHE2=60.c. ∑(Ti / Tmax ) .ni .ti = 60.1.912,5/3,69.23126,4( 1 .0, 4 + 0, 4 .0,3 + 0.5 .0,3 )
7

= 15,67.10 >1,71.10

7

Vậy NHE> NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính
Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền KHL = 1
Trong bộ truyền bánh răng trụ:
3
3
3
3
NHE3=60.c. ∑(Ti / Tmax ) .ni .ti = 60.1.85,27/2,9.23126,4( 1 .0, 4 + 0, 4 .0,3 + 0.5 .0,3 )

7

=1,86.10 > 1,26.10

7

Vậy NHE> NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính
Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền KHL = 1
SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với vật liệu đã chọn
thì: SH = 1,1; SF = 1,75
Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.
- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):

[ σ H1 ] =
[ σ F1 ] =

σ H0 lim1
570
.K HL1 =
.1 = 518,18( Mpa ).
SH
1,1

σ F0 lim1
450
.K FC .K FL1 =
.1.1 = 257,14( Mpa).
SF
1, 75

[σH2 ] =
[σ F2] =

σ H0 lim 2
550
.K HL 2 =
.1 = 500( Mpa).
SH
1,1

σ F0 lim 2
432
.K FC .K FL 2 =
.1.1 = 246,86( Mpa).
SF
1, 75

Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. Dù bánh răng côn răng thẳng có khả
năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn song năng suất chế tạo cao hơn, ít nhạy
với sai số chế tạo và lắp ráp.
Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:

[ σ H 1 ] = [ σ H 2 ] = 500( Mpa ). Vì [ σ H 1 ] > [ σ H 2 ] .
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[ σ H 1 ] max = 2,8.σ ch1 = 2,8.580 = 1624( Mpa).
[ σ H 2 ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260( Mpa).
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB<350) là:

[ σ F 1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( Mpa).
[ σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360( Mpa).
- Bộ truyền bánh răng trụ (cấp chậm):

[σH3]

σ H0 lim3
510
=
.K HL3 =
.1 = 463, 64( Mpa ).
SH
1,1

[σ F3] =

σ F0 lim3
396
.K FC .K FL 3 =
.1.1 = 226, 29( Mpa).
SF
1, 75

[σH4] =
[σF4]

σ H0 lim 4
490
.K HL 4 =
.1 = 445, 45( Mpa).
SH
1,1

σ F0 lim 4
378
=
.K FC .K FL 4 =
.1.1 = 216( Mpa).
SF
1, 75

Với bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ rằng nghiêng thì :
Ứng suất tiếp xúc cho phép là :

[σH ] ' =
Ta thấy

[ σ H 3 ] + [ σ H 4 ] = 463, 64 + 445, 45 = 454,55Mpa
2

2

[ σ H ] ' thỏa mãn điều kiện:

[ σ H ] ' ≤ 1, 25 [ σ H ] min

= 1, 25. [ σ H 4 ] = 556,81Mpa

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

[ σ H ] max = 2,8.σ ch 4 = 2,8.340 = 952Mpa.
'

-

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ σ F 3 ] max = 0,8.σ ch3 = 0,8.450 = 360( Mpa).
[ σ F 4 ] max = 0,8.σ ch4 = 0,8.340 = 272( Mpa).
3. Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh).
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định theo độ bền tiếp xúc).
Công thức thiết kế có dạng :

Re = K R u12 + 1. 3

T1.K H β

(1 − Kbe ).Kbe .u1.[ σ H ]

2

(7)

Trong đó:
- KR = 0,5Kd – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền cấp nhanh là
truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép nên:

kd = 100MPa1/3
 KR = 0,5Kd = 0,5.100 MPa1/3 = 50 MPa1/3

KHβ

- Hệ số kể đến sự phận bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng

côn,tra bảng 6.21;
- Kbe – Hệ số chiều rộng vành răng.

K be =

b
= 0, 25...0,3
Re

Trong các bước tính ở trên ta đã chọn Kbe = 0,3 (vì ta mong muốn nhận được chiều cao của
hộp giảm tốc là nhỏ nhất )

K be.u1 0,3.5,04
=
= 0,9.
2
−
K

2
−
0,3
be
Từ đó =>
Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu [I], trục lắp trên ổ bi, độ rắn mặt răng HB
< 350, loại răng là răng thẳng nên theo [I], bảng 6.21 – Trị số của các hệ số phân bố không đều tải
trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền bánh răng côn,
ta có :

K H β = 1,34.
- T1 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động.

(Nmm)

T1 = 80847,95 (N.mm)
-

[ σ H ] là ứng suất tiếp xúc cho phép.

[ σ H ] = 500(Mpa).
Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:

Re = 50. 3, 692 + 1. 3

129356,71.1,34
= 184, 2mm.
(1 − 0,3).0,3.3, 69.5002

b)Xác định các thông số ăn khớp

- Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ):

Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
d e1 = K d 3
Ta có:

T1 K H β
(1 − K be ) K be .u1[σ H ]2

(8)

Theo(7)
K d .Re

⇒ d e1 =

KR . u +1
2

=

2.Re
u +1
2

=

2.184, 2
3, 692 + 1

= 96,36mm.

Kết hợp de1 = 96,36 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền
u1 = 3,69, tra bảng 6.22, [I]
ta được số răng Z1p = 19.
Vì độ rắn mặt răng H1,H2< HB =350 :
 Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 30,4
=>Lấy z1 =30
 Xác định đường kính trung bình dm1 và môđun trung bình
Đường kính trung bình: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (9)
= (1- 0,5.0,3).96,36 = 81,9(mm)

mtm =
Môđun trung bình:

⇒ mtm =

d m1
Z1

(10)

d m1 81,9
=
= 2, 73(mm)
z1
30

 Xác định môđun
Môđun mặt mút lớn của bánh răng côn răng thẳng theo công thức (6.56), [I] ta có:

mte =

mtm
2, 73
=
= 3, 21mm
1 − 0,5.K be 1 − 0,5.0,3
Từ bảng 6.8 [I]: Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn mtetheo giá trị tiêu chuẩn

mte = 3.
Từ mte = 3 ta tính lại mtm suy từ công thức trên và dm1 suy từ công thức (10).
Ta có:mtm=(1-0,5.0,3).3 =2,55(mm)
Z1 =

d m1 81,9
=
= 32,11.
mtm 2, 55

Vậy Z1 = 32 răng
 Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia
- Số răng bánh lớn: Z2= u1.Z1 = 3,69.32,11 = 118,48 Lấy Z2 = 119 răng.

=> Tỷ số truyền thực tế:
- Góc côn chia:

δ1 = arctan(

u=

Z 2 119
=
= 3, 7
Z1
32

Z1
32
) = arctan(
) = 1503'
Z2
119

δ 2 = 90 − δ1 = 90 − 1503' = 74057'
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Ta chọn hệ số dịch chỉnh đều: x1 = 0 ;x2 = 0
Chiều dài côn ngoài thực:

Re = 0,5.mte . Z12 + Z 2 2 = 0,5.3. 252 + 1252 = 193,54mm
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:

σ H = Z M Z H Zε .

2.T1 K H u12 + 1
≤ [σ H ]
0,85.bd m21.u1

(11)

Trong đó:
- ZM:

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Tra bảng 6.5, [I],)

Vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn
ZM = 274 MPa1/3.
- ZH:

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của ZH được tra trong bảng 6.12, [I]

Tra bảng 6.12, [I] với x1 + x2 = 0, góc nghiêng  = m = 0 ta có ZH = 1,76
- Zε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Vì ở đây thiết kế bánh răng côn răng thẳng, nên theo công thức 6.59a [I], ta có

Zε =

4 − εα
3

Với: εα

Là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau:


1
1 
1
1 

ε α = 1,88 − 3, 2( + )  .cosβ m = 1,88 − 3, 2( +
)  .cos0 0 = 1, 75
Z1 Z 2 
32 119 


⇒ Zε =

4 − 1, 75
= 0,87.
3

- KH:

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K H = K H β .K H α .K HV
Trong đó:
+ KHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
tra bảng 6.21, [I].
Theo phần trên :KHβ = 1,3.
+KHα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp.

Với bánh răng côn răng thẳng:KHα= 1
+) KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo công thức 6.63, [I], ta có:

K HV = 1 +

vH bd m1
2T1 K H β K Hα
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
vH = δ H .g o .v.

d m1. ( u1 + 1)
u1

Trong đó:

Với: dm1 – đường kính trung bình của bánh côn nhỏ
dm1 = 81,9(mm)
v – vận tốc vòng bánh côn nhỏ :

v=

π .d m1.n1 π .81,9.912,5
=
= 3,91(m / s )
60.103
60.103

Theo bảng 6.13, [I], do v=3,91 (m/s) < 8 (m/s), nên ta chọn cấp chính xác 7.
go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Theo bảng 6.16, [I],
Ta có go = 47

δ H - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15, [I],

Ta có:

δ H = 0, 006 

= 0, 006.47.3, 91.

vH = δ H .go .v.

d m1. ( u1 + 1)
u1

81,9.(3,7 + 1)
=11, 25
3, 7

Chiều rộng vành răng (mm).
b = Kbe.Re = 0,3. 193,54 = 58,06(mm)

K HV = 1 +

= 1+


vH bd m1

2T1 K H β K Hα

11, 25.58, 06.81,9
= 1,15.
2.129356, 71.1,34.1

K H = K H β .K H α .K HV = 1,34.1.1,15 = 1,54
Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (11) ta có:

σ H = Z m .Z H Z ε .

2T1.K H . u 21 + 1
0,85.b.d m2 1.u1

= 274.1, 76.0,87.

2.129356, 71.1,54. 3, 7 2 + 1
0,85.58, 06.81,9 2.3, 7

= 468,5Mpa.
 Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc
Theo các công thức (1)và (3) ta có:

[ σ H ] cx = [ σ H ] .ZV Z R K XH
-

Do vận tốc vòng: v =3,91 m/s  ZV = 0,8V0,1 ≈ 1

-

Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 m
(tra bảng 21.3 II)

 ZR = 0,95.
-

Ta có:
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
de2 = mte.Z2 = 3.119 = 357 (mm)

hte = cosβ m = 1

(mm)

hae1 = ( hte + x1.cosβ m ).mte = (1 + 0, 34.1).3 = 4, 02mm.

hae 2 = 2.hte .mte − hae1 = 2.1.3 − 4, 02 = 1, 98mm.
δ 2 = 90 − δ1 = 90 − 1503' = 74057 ' => cos(δ 2 ) = 0, 266.


d ae 2 = d e 2 + 2.hae 2 .cosδ 2 = 378 + 2.1,98.0, 216 = 358, 05mm

Ta có dae2< 700 mm  KXH = 1.
=>

[ σ H ] cx = [ σ H ] .Zv .Z R .K XH = 500.1.0,95.1 = 475Mpa

 Sự chênh lệch giữa

∆σ % =

σH

[ σ H ] cx là:

và

σ H − [ σ H ] cx
468,5 − 475
.100% =
.100% = 1,37% < 4%
475
[ σ H ] cx

Như vậy

σ H > [ σ H ] cx

với chênh lệch không nhiều (3,65 %<4%) nên có thể giữ nguyên các kết

quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức sau (suy từ 11):
2

2
 σ

468,5 


H
÷ = 0,3.193,54. 
b = Kbe. Re . 
÷ = 56,5mm
 σ H  ÷
475


  cx  

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi bánh
răng. Điều kiện bền uốn được viết như sau:

σF 1 =

2T1 K F YεYβYF 1
0,85.bmtm d m1

σF 2 =σF 1

≤[ σF 1 ]

YF 2
≤[ σF 2 ]
YF 1

(12)

(13)

Trong đó:
- b: chiều rộng vành răng

(mm)

- mtm: môđun trung bình

(mm)

- dm1: đường kính trung bình của bánh răng chủ động
-

Yβ

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Với răng thẳng
-

(mm)

Yβ = 1

YF 1 , YF 2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Page


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Với bánh răng côn răng thẳng, thì số răng tương đương được tính theo các công thức sau (theo
6.53a [I] ):

Z vn1 =

Z1
32
=
= 33,14.
cosδ1 cos(150 3' )

Z vn 2 =

Z2
119
=
= 458, 29
cosδ 2 cos(740 57' )

Với x1 = 0 và x2 = 0
Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 (I).

ta được

YF 1 = 3,8

YF 2 = 3, 6

- KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn

K F = K F β .K Fα .K FV

Trong đó:
+)

KFβ

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra

bảng 6.21).

Ta có:

K be =

b
56,5
=
= 0,3
Re 193,54

K be .u 0,3.3, 7
=
= 0,65
2
−
K
2
−
0,3

be

Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có
KFβ =1,47
+)

K Fα

:

Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp. (tra bảng 6.16 (I))
Với bánh răng côn răng thẳng: KFα =1,16
+)

K HV

: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp .

Ta có:

K FV = 1 +

Trong đó:

vF bd m1
2T1 K F β K Fα

vF = δ F .g o .v.

d m1. ( u + 1)
u

Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Theo bảng 6.16, [I], ta có go = 47

δF

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Page