Đề tài số 7 Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC:
Sinh viên thực hiện:
Giáo viên hướng dẫn:
Ngày hoàn thành:

CHI TIẾT MÁY
MSSV:

Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI

Đề số 7: THIẾT

KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG
TRỘN
Phương án số: 1

Trang 1


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1 – Động cơ điện 3 pha không đồng bộ ; 2 – Nối trục đàn hồi ; 3 – Hộp giảm
tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục ; 4 –Bộ truyền xích ống con lăn; 5 – Thùng
trộn . Chiều quay như hình vẽ.
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục thùng trộn, P ( KW) = 3
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (v/p) = 40
Thời gian phục vụ, L (năm): 3
Quay một chiều, làm việc ba ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 160 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 35s ; T2 = 0.6T ; t2 = 28s
Yêu cầu :
01 thuyết minh , 01 bản vẽ lắp A0 , 01 bản vẽ chi tiết.
Nội dung thuyết minh :
1. Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động.
2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy :
a. Tính toán các bộ truyền hở ( đai, xích hoặc bánh răng).
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc ( bánh răng, trục vít).
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.
d. Tính toán thiết kế trục và then.
e. Chọn ổ lăn và nối trục.
f. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiêt phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.
4. Tài liệu tham khảo.

Trang 2


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh
LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi
trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một
nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền
động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước.
Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống
truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có
thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.
Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ
phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn giúp ta tìm hiểu và thiết kế
hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các
môn học như Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật...và giúp sinh viên có
cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những
bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi
tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện
các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều
rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy, các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí
đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh
khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn.
Sinh viên thực hiện

Trang 3

Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

PHẦN 1
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
1.1.

CHỌN ĐỘNG CƠ :
1.1.1. Chọn hiệu suất của hệ thống :
 Tra bảng 2.3 tài liệu [1], ta chọn được các hiệu suất sau:

ηkn = 0.99

-

Hiệu suất nối trục đàn hồi:

-

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1:

-

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1:

-

Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn:

ηbr1 = 0.98

ηbr 2 = 0.98

η x = 0.96

ηol = 0.99

Hiệu suất của một cặp ổ lăn :
 Hiệu suất truyền động :
η = η xηol4 = 0.96 × 0.998 = 0.886
∑
-

η = 0.886

 Vậy, hiệu suất truyền động là:
1.1.2. Tính công suất cần thiết :
 Công suất tính toán:
2

Ptt = Ptd = Pmax



1.1.3.



2

2

2

 T1 
 T2 
T 
 0.6T 
 ÷ t1 +  ÷ t2
 ÷ × 35 + 
÷ × 28
T 
 T  = 3×  T 
 T 
= 2,5377 KW
t1 + t2
35 + 28

Công suất cần thiết trên trục động cơ:
P
2,5377
Pct = dt =
= 2,9877 KW
η
0,8494
∑
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nlv = 40

Số vòng quay trên trục công tác:
Chọn sơ bộ tỷ sô truyền của hệ thống :
Trang 4

vòng/phút.


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

uch = uhux = 16 × 2 = 32
Với : uh = 16 : tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp ( 8 ÷ 40)
ux = 2 : tỉ số truyền của bộ truyền xích ( 2 ÷ 5)
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ :

nsb = nlvut = 40 × 32 = 1280

vòng/phút
 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 1280 vòng/phút.
1.1.4.

1.2.

Chọn động cơ điện:
Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:
 Pdc ≥ Pct

 Pdc ≥ 2,9877 kW


ndc ≈ nsb
ndc = 1280 vg / ph
, tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn
Ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy
chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất :

Ta chọn động cơ 3K112S4
Công suất
Vận tốc quay
cosϕ
η%
Kiểu động cơ
kW
vg/ph
3K112S4
3
1440
0.82
81,5

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
 Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:
ut =

ndc 1440
=
= 36

nlv
40

Trong đó:
nđc = 1440 vòng/phút; nlv = 40 vòng/phút.
 Tra bảng 3.1 Tài liệu [1] ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục:
uh = 16
uh = 16 = 4

Với



Tỉ số truyền của bộ truyền xích:

ux =

1.3.

uh =16 => u1 = u2 =
u1 = 4 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh.
u2 = 4 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm.
ut
36
=
= 2.25
u1 × u2 4 × 4

LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.
Trang 5

Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Phân phối công suất trên các trục:

1.3.1.

1.3.2.
•

Công suất trên trục 3:

P3 =

•

Công suất trên trục 2:

P2 =
•

P3
3,2584
=
= 3,3585 KW
ηbr 2ηol 0,98 × 0,99

Công suất trên trục 1:

P1 =

•

P2
3,3585
=
= 3,4616 KW
ηbr1ηol 0,98 × 0,99

Công suất động cơ:

Pdc =

1.3.3.
•

•

n1 = ndc = 1440

vòng/phút
Số vòng quay của trục 2:

n1 1440
=
= 360
u1

4

vòng/phút
Số vòng quay của trục 3:

n3 =

1.3.4.
•

P1
3,4616
=
= 3,5319 KW
ηknηol 0,99 × 0,99

Tính toán số vòng quay các trục:
Số vòng quay của trục 1:

n2 =
•

Pmax
3
=
= 3,2584 KW
ηolη x 0,99 × 0,93

n2 360
=

= 90
u2
4

vòng/phút

Vậy:
Số vòng quay trục 1 là: n1 = 1440
Số vòng quay trục 2 là: n2 = 360
Số vòng quay trục 3 là: n3 = 90

vòng/phút.
vòng/phút.
vòng/phút.

Tính toán moment xoắn trên các trục:
Moment xoắn trên trục động cơ:
Trang 6


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Tdc = 9.55 × 106
•

Moment xoắn trên trục 1:

T1 = 9.55 × 106

•

P2
3,3585
= 9.55 × 106
= 89093,54 Nmm
n2
360

Moment xoắn trên trục 3:

T3 = 9.55 × 106
•

P1
3,4616
= 9.55 × 106
= 22957,14 Nmm
n1
1440

Moment xoắn trên trục 2:

T2 = 9.55 × 106
•

Pdc
3,5319
= 9.55 × 106 ×
= 23423,36 Nmm

ndc
1440

P3
3,2584
= 9.55 × 106
= 345752,44 Nmm
n3
90

Moment xoắn trên trục thùng trộn :

T4 = 9.55 × 106
1.3.5.

P4
3
= 9.55 × 106
= 716250 Nmm
n4
40

Bảng đặc tính:

Thông số/Trục
Công suất (kW)
Tỉ số truyền u
Moment xoắn
(Nmm)
Số vòng quay

(vòng/phút)

Động cơ
3,5319
1

Trục 1
3,4616

23423,36

22957,14

1440

1440

Trục 3
3,2584

Trục 4
3
2.25

89093,54

345752,44

716250

360

90

40

Trục 2
3,3585
4

4

Trang 7


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

PHẦN 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1.

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:
2.1.1. Chọn loại xích:
• Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục
3 : P3 = 3,2584 Kw, với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3 = 90 vòng/phút.
• Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con
lăn.
2.1.2. Thông số bộ truyền:

• Theo bảng 5.4 Tài liệu [1], với u=2.25 ta chọn số rang đĩa xích nhỏ z1= 27,
do đó số rang đĩa xích lớn z2= z1 . ux =27 x 2.26 = 61 < zmax=120
• Theo công thức (5.3) Tài liệu [1], công suất tính toán:

Pt = P3.k .k z .kn = 3,2584 × 2,262 × 0.93 × 2.22 = 15,2171 KW
kz =

Trong đó: Với z1 = 27 ,

z01 25
= = 0.93
z1 27
kn =

n01 200
=
= 2.22
n3 90

với n01=200vg/ph,
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu [1]:

k = k0 .ka .kdc .kbt .kd.kc = 1 × 1 × 1 × 1.2 × 1.45 × 1.3 = 2,262
Với :
k0 = 1 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.
(Đường tâm của xích làm với phương ngang 1 góc < 600)
ka = 1 – Hệ sô kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích.
(khoảng cách trục a = (30÷50)pc).
kdc = 1 – Hệ số kể đến việc ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.
(điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích.)

kd = 1.2 – Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng.
( tải trọng động, va đập nhẹ.)
kc =1.45 – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền.
( làm việc 2 ca / 1 ngày)
kbt =1.3 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn.
( môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ( đạt yêu cầu).

Trang 8


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Theo bảng 5.5 Tài liệu [1] với n01 =200(vg/ph), chọn bộ truyền xích 1
dãy có bước xích pc = 31.75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt < [P]
=19.3 (Kw).
• Đồng thời theo bảng 5.8, bước xích pc = 31.75mm < pc max.
• Khoảng cách trục a = 40.pc = 40 x 31.75 =1270mm.
• Theo công thức (5.12) Tài liệu [1] số mắc xích:
2
2
2 × a z1 + z2  z2 − z1  pc 2 × 1270 27 + 61  61 − 27  31.75
X=
+
+
+
+
= 124.73
÷× =

÷×
pc
2
31.75
2
 2π  a
 2π  1270
•

•

Lấy sô mắc xích chẳn X = 124 , tính lại khoảng cách trục theo công thức
(5.13) Tài liệu [1]

2
2

z2 + z1
z2 + z1 
z2 − z1  


a = 0.25 × pc ×  X −
+ X −
÷ − 8× 
÷
2
2 
2π  







2
2

61 + 27 
27 + 61 
61 − 27  

= 0.25 × 31.75 × 124 −
+ 124 −
÷ −8×
÷  = 1258mm
2
2
2
π




 


•

•

2.1.3.

Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:
∆a = 0.004 × a = 0.004 × 1258 = 5mm
, do đó a =1258 – 5 = 1253mm.
Số lần va đập của xích:
Theo công thức (5.14) Tài liệu [1]
z ×n
27 × 90.31
i= 1 1 =
= 1.31 ≤ i = 25
15 × X
15 × 124
Bảng 5.9 Tài liệu [1]
Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:

s=
•

Theo công thức (5.15)Tài liệu [1] :

Q
kd .Ft + Fo + Fv

Với :
-

-

Q – Tải trọng phá hỏng. Theo bảng 5.2 Tài liệu [1] , Q= 88500N, khối
lượng 1m xích q= 3.8kg.
Kd – hệ số tải trọng động. Kd =1.2 : Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở
máy bằng 150% tải trọng làm việc.
z . p .n 27 × 31.75 × 90.31
v= 1 c 4 =
= 1.29( m / s )
6 × 10
6 × 10 4
Vận tốc :

Trang 9


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh
Ft =

Lực vòng:

-

1000 × P 1000 × 3,2584
=
= 2525,89 N
v
1.29

Fv = q × v 2 = 3.8 × 1.292 = 6.32 N

Lực căng do lực li tâm:
Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm
ngang , nghiêng một góc < 400 nên chọn kf =4.

-

F0 = 9.81 × k f × q × a = 9.81 × 4 × 3.8 × 1.253 = 186.84 N

s=
Do đó :

Q
88500
=
= 27,45
kd .Ft + Fo + Fv 1.2 × 2525,89 + 186.84 + 6.32

Tra bảng 5.10 Tài liệu [1] với n=200vg/ph, [s]=8.5 . Vậy s > [s] : Bộ
truyền xích đảm bảo đủ bền.
Xác định thông số đĩa xích:
Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) Tài liệu [1] và bảng 14.4b
Tài liệu [2]:
• Đường kính vòng chia:
p
31.75
d1 =
=
= 273.49mm
π

π
sin( ) sin
z1
27

2.1.4.


( )

d2 =
•

p
sin( π

z2

)

=

31.75
= 616.76mm
π
sin
61

( )

Đường kính vòng đỉnh răng:

( )



d a1 = p 0.5 + cot g  π ÷ = 31.75 × 0.5 + cot g π  = 287.51mm
27 

 z1  


( )



 = 631.81mm
d a 2 = p 0.5 + cot g  π ÷ = 31.75 × 0.5 + cot g π
z
61 

 2 

•

Bán kính đáy răng:

r = 0.5025d1 + 0.05 = 0.5025 × 19.05 + 0.05 = 9.62
Với d1 = 19.05 tra bảng 5.2 Tài liệu [1]
• Đường kính vòng đáy răng:

d f 1 = d1 − 2r = 273.49 − 2 × 9.62 = 254.25mm

Trang 10

mm.


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

d f 2 = d 2 − 2r = 616.76 − 2 × 9.62 = 597.52mm


[1] :

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) Tài liệu
σ H = 0.47 kr ( Ft K d + Fvd ) E / ( Akd ) ≤ [ σ H ]

Đĩa xích 1:
- Ft = 2525,89 N : lực vòng.
- kr = 0.39 : hệ số ảnh hưởng của sô răng đĩa xích ( z1 =27)
- Kđ =1.2 : hệ số tải trọng động ( tải động, va đập nhẹ).
- kđ = 1 : Hệ số phân bố không đều tải trọng.
Fvd = 13 × 10−7 n1 p 3m = 13 × 10−7 × 90 × 31.753 × 1 = 3.745 N
: lực va đập
trên 1 dãy xích.
- E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 105 MPa : Modun đàn hồi.
- A = 262 mm2 : Diện tích chiếu của bản lề.
Độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1:

σ H 1 = 0.47 kr ( Ft K d + Fvd ) E / ( Akd )
•

= 0.47 0.39 × (2525,89 × 1.2 + 3.745) × 2.1 × 105 / (262 × 1) = 457,7794MPa

σ H 1 = 457,7794 ≤ [ σ H ]

. Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiệt đạt độ rắn bề mặt
[ σ H ] = 600MPa
HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép
sẽ đảm bảo độ
bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
• Đĩa xích 2:
- Ft = 3788.37 : lực vòng.
- kr = 0.23 : hệ số ảnh hưởng của sô răng đĩa xích ( z1 =27)
- Kđ =1.2 : hệ số tải trọng động ( tải động, va đập nhẹ).
- kđ = 1 : Hệ số phân bố không đều tải trọng.
Fvd = 13 × 10−7 n1 p 3m = 13 × 10−7 × 40 × 31.753 × 1 = 1.66 N
: lực va đập
trên 1 dãy xích.
5
- E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 10 MPa : Modun đàn hồi.
2
- A = 262 mm : Diện tích chiếu của bản lề.
Độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1:
σ H 2 = 0.47 kr ( Ft K d + Fvd ) E / ( Akd )
= 0.47 0.23 × (2525,89 × 1.2 + 1.66) × 2.1 × 105 / (262 × 1) = 351, 43 MPa

Trang 11

Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

σ H 2 = 351,43 ≤ [ σ H ]

. Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt
[ σ H ] = 600MPa
HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép
sẽ đảm bảo độ
bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.
2.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục:
 Lực vòng: Ft = 2525,89N
Fr = k x Ft = 6 × 107 k x P / zpn = 1.15 × 2525,89 = 2904,77 N


Với kx = 1.15 : hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 600
Fv = q × v 2 = 3.8 × 1.292 = 6.32 N
 Lực căng do lực ly tâm:
 Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm
ngang , nghiêng một góc < 400 nên chọn kf =4.
F0 = 9.81 × k f × q × a = 9.81 × 4 × 3.8 × 1.253 = 186.84 N
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
 Thông số kĩ thuật:
• Thời gian phục vụ : L = 3 năm.
• Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ,160 ngày/ năm, 3 ca/ngày, 8 giờ/ca.
• Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng).
- Tỷ số truyền:
ubr1 = 4

- Số vòng quay trục dẫn :
n1 = 1440 ( vòng/phút)
- Momen xoắn T trên trục dẫn:
T1 = 22957,14 Nmm.
• Cặp bánh răng cấp chậm( bánh răng trụ răng nghiêng).
- Tỷ số truyền:
ubr2 = 4
- Số vòng quay trục dẫn :
n2 = 360 ( vòng/phút)
- Momen xoắn T trên trục dẫn:
T2 = 89093,54 Nmm.
2.2.1. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:
2.2.1.1.
Chọn vật liệu:
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo
bảng 6.1 Tài liệu[1] ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:
• Bánh răng chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có

2.2.

σ b1 = 850 MPa σ ch1 = 580MPa
,

•

, ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 =

245HB.
Bánh răng bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có

σ b 2 = 750 MPa σ ch 2 = 450MPa
,

, ta chọn độ rắn bánh răng lớn

HB2 = 230HB.
Trang 12


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Xác định ứng suất cho phép:
chu kỳ làm việc cơ sở:
chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
N HO1 = 30 HB12.4 = 30 × 2452.4 = 1.6 × 107
(chu kỳ)
2.4
2.4
7
N HO 2 = 30 HB2 = 30 × 230 = 1.39 × 10
(chu kỳ)
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :
N FO1 = N FO 2 = 4 × 106
(chu kỳ).

2.2.1.2.
• Số
- Số

-

Lh = 5 × 160 × 3 × 8 = 11520

•

Tuổi thọ :
giờ
Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
3

 T 
N HE1 = 60c∑  i ÷ niti
 Tmax 
3
 T 3 35
 0.6T  28 
= 60 × 1 ×  ÷
+
 × 360 × 11520
÷
 T  35 + 28  T  35 + 28 

= 1,6 × 108 (chu ky )
N HE1 1,6 × 108
N HE 2 =
=
= 0.405 × 108
u

4

( chu kỳ).

mH

 T 
N FE1 = 60c ∑  i ÷
 Tmax 

ni ti

6
 T 6 35
 0.6T  28 
= 60 × 1 ×  ÷
+
 × 360 × 11520
÷
 T  35 + 28  T  35 + 28 

= 1,4 × 108 (chu ky )

N FE 2

N FE1 1, 4 ×108
=
=
= 0.36 ×108 ( chu kì )
u

4

Trang 13


Đồ án Chi Tiết Máy

Ta thấy
Suy ra

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

 N HE1 > N HO1

 N HE 2 > N HO 2

 N FE1 > N FO1
N > N
FO 2
 FE 2

nên chọn

N HE = N HO

để tính toán.

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

 Ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180…350
• Giới hạn mỏi tiếp xúc:
-

Bánh chủ động:

-

σ 0 H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2 × 230 + 70 = 530 MPa

Bánh bị động:

Bánh chủ động:
Bánh bị động:

; SH=1.1

σ 0 H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2 × 245 + 70 = 560 MPa

• Giới hạn mỏi uốn:
-

σ 0 H lim = 2 HB + 70

σ 0 F lim = 1.8HB

σ o F lim1 = 1.8HB1 = 1.8 × 245 = 441( MPa )

σ o F lim 2 = 1.8 HB2 = 1.8 × 230 = 414 ( MPa )

• Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Thép 45 tôi cải thiện nên

sH = 1.1

, do đó :

[ σ H 1 ] = σ 0 H lim1

K HL1
1
= 560 ×
= 509.09 ( MPa )
sH
1.1

[ σ H 2 ] = σ 0 H lim 2

K HL 2
1
= 530 ×
= 481.81( MPa )
sH
1.1

⇒ [σH ] =

[ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] = 509.09 + 481.81 = 495.45

2

2

• Ứng suất uốn cho phép :

Trang 14

( MPa )


Đồ án Chi Tiết Máy
σ F  =

σ o F lim K FC
K FL
sF

K FC = 1

Với

[ σ F1 ] =

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

(do quay 1 chiều),

441
×1 = 252 ( MPa )

1.75

sF = 1.75

– tra bảng 6.2 Tài liệu [1]

[σF2 ] =
và

414
×1 = 236.57 ( MPa )
1.75

Ứng suất quá tải cho phép:



[ σ H ] max = 2.8σ ch 2 = 2.8 × 450 = 1260 Mpa
[σ F 1 ]max = 0.8σ ch1 = 0.8 × 580 = 464 Mpa
[σ F 2 ]max = 0.8σ ch 2 = 0.8 × 450 = 360 Mpa

Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

2.2.1.3.

Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có:
aw = K a ( u2 + 1)

3

T2 K H β

ψ ba [ σ H ] u2
2

= 43 × ( 4 + 1)

3

89093,54 × 1.11
= 135, 765 ( mm )
0.4 × 495.452 × 4

Với:
 Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5

tài liệu [1].
 T1=89093,54 Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động.

ψ ba = 0.4 ψ bd = 0.53ψ ba (u1 ± 1) = 0.53 × 0.4 × (4 + 1) = 1.06
;



K H β = 1.11


Với

:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng.

ψ bd = 1.06

tra bảng 6.7 tài liệu [1]

 Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục aw=160mm.
2.2.1.4.
•

Xác định các thông số ăn khớp:

mn = ( 0.01 ÷ 0.02 ) aw = 1.6 ÷ 3.2 ( mm )
Trang 15


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 Tài liệu [1] chọn
• Chọn sơ bộ góc nghiêng răng

mn = 2.5 ( mm )

β = 100

• Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:
z1 =

2aw .cos ( β ) 2 × 160 × cos(10)

=
= 25.2
mn (u + 1)
2.5 × (4 + 1)

• Số răng bánh lớn:

z2 = u1.z1 = 4 × 25 = 100
um =

• Do đó tỉ số truyền thực :

β = arccos
• Góc nghiêng răng:
2.2.1.5.

lấy z1=25 (răng)
lấy z2=100 ( răng).

z2 100
=
=4
z1
25
mn ( z1 + z2 )
2.5 × (25 + 100)
= arccos
= 12.430
2 aw
2 ×160

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm
việc:

σH =

Z M Z H Zε
dw1

2T1K H ( um + 1)
bw u

Trong đó:
• ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

(Bảng 6.5 Tài liệu [1]).
• ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) Tài liệu

ZH =

[1]:
Với:

βb

2 cos βb
2 cos(11.67 )0
=

= 1.73
sin 2α t w
sin ( 2 × 20.440 )

: góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

βb = acrtg[cos(α t ).tg β ]=acrtg[cos(20.440 ) × tg (12.430 )]=11.67 0
Trang 16


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

 tg 200 
 tgα 
α t = α tw = acrtg 
=acrtg 
= 20.440

0
 cosβ 
 cos12.43 

răng và
•
-

Zε

là góc ăn khớp)

Hệ số trùng khớp doc:
bw .sin( β ) aw .ψ ba .sin( β ) 160 × 0.4 × sin(12.430 )
=
=
= 1.75 > 1
πm
πm
π × 2.5

Hệ số trùng khớp ngang:
εα = [1.88 − 3.2(

1 1
1
1
+ )]cosβ =[1.88 − 3.2( +
)] × cos(12.430 ) = 1.68
z1 z2
25 100

Zε =
-

là góc profin

: Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

εβ =
-

α tw

(với

αt

Do đó theo công thức (6.36c) Tài liệu [1] :

1
1
=
= 0.77
εα
1.68

• KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]:

K H β = 1.11
-

K H = K H α K H β K Hv

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng.
-

Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động:
v=

π d w1.n1 π × 64 × 361.25
=
= 1.21 (m / s )
60000
60000

Trang 17

.


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động
d w1 =

2aw
2 × 160
=
= 64 (mm)
um + 1
4 +1

.

Với v = 1.21 (m/s) < 2.5 (m/s) theo bảng 6.13 Tài liệu [1] dùng cấp chính
xác 9 ta chọn
-

K Hα = 1.13

Theo công thức (6.42) Tài liệu [1], ta có:
ν H = δ H .g 0 .v. aw / um = 0.002 × 73 × 1.21 × 160 / 4 = 1.12

δ H = 0.002

Với :

: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng

6.15 Tài liệu [1]); g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]).
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Bề rộng vành răng :

K Hv = 1 +

d w1 = 64mm

bw = aw .ψ ba = 0.4 × 160 = 64(mm)

chọn bw = 65(mm)

vH .bw .d w1
1.12 × 65 × 64
= 1+
= 1.02
2.T2 .K H β .K Hα
2 × 89093,54 × 1.11 × 1.13

-

Vậy

K H = K H β .K Hα .K Hν = 1.11× 1.13 × 1.02 = 1.28

σH =
=


Z M Z H Zε
d w1

2T2 K H ( um + 1)
bwum

274 × 1.73 × 0.77
64

2 × 89093,54 × 1.27 × ( 4 + 1)
= 376, 22 MPa (1)
65 × 4

Theo (6.1) Tài liệu [1] với v=1.21 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính xác
động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia
công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng
da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) Tài liệu [1]:
Trang 18


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

[σ H ]cx = [σ H ].ZV Z R K xH = 495.45 × 1 × 0.95 × 1 = 470.68 Mpa (2)

σ H < [σ H ]

Như vậy từ (1) và (2) ta có:

, cặp bánh răng đảm bảo độ bền

tiếp xúc.
2.2.1.6.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

σF =
-

2T2YF1 Ft K F Yε Yβ
bwd w1mn

Điều kiện bền uồn

≤ [σF ]

 Xác định số răng tương đương:

zv1 =

z1
25
=
= 27
3
3
cos β cos 12.430

 Theo bảng 6.7 Tài liệu [1],

zv 2 =

K F β = 1.24

z2
100
=
= 107
3
3
cos β cos 12.430

; theo bảng 6.14 với

v=1.21 (m/s) < 2.5 (m/s) và cấp chính xác 9,

K Fα = 1.37

theo (6.47) tài liệu [1] hệ số
ν F = δ F .g 0 .v. aw / um = 0.006 × 73 × 1.21 × 160 / 4 = 3.35

(trong đó

δ F = 0.006

theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16.

Do đó theo (6.46)

K Fv = 1 +

Vậy

vF .bw .d w1
3.35 × 64 × 64
=1+
= 1.03
2.T2 .K F β .K Fα
2 × 89093,54 × 1.24 × 1.37

K F = K F β .K Fα .K Fν = 1.24 × 1.37 × 1.03 = 1.75

 Hệ số dạng răng

YF

theo bảng 6.18 tài liệu [1]

- Đối với bánh dẫn:
- Đối với bánh bị dẫn:

YF 1 = 3.9

YF 2 = 3.6
Trang 19


Đồ án Chi Tiết Máy
Yε =




ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

1
1
=
= 0.6
ε α 1.68

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

β0
12.430
Yβ = 1 −
=1−
= 0.91
140
140

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

 Với m=2.5 mm, YS=1.08 – 0.0695ln(2.5)=1.022; YR=1 (bánh răng phay);

KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:



[σ F 1 ] = [σ F 1 ].YR .YS .K xF = 252 × 1 × 1.022 × 1 = 257.5Mpa
[σ F 2 ] = [σ F 2 ].YR .YS .K xF = 236.57 × 1 × 1.022 × 1 = 241.77 Mpa

 Độ bền uốn tại chân răng:

σ F1 =

2T2YF1 K FYε Yβ
bw d w1mn

=

2 × 133158.06 × 3.9 × 1.75 × 0.6 × 0.91
65 × 64 × 4

= 59.64 Mpa < [σ F 1 ] = 257.5MPa
-

σ F 2 = σ F1
2.2.1.7.

YF 2
3.6
= 59.64 ×
= 55.05MPa < [σ F 2 ] = 241.77 MPa
YF 1
3.9

Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt= 1.8
• Theo (6.48) tài liệu [1], ứng suất tiếp quá tải:
σ H max = [σ H ]. K qt = 463.52 × 1.8 = 621.88 MPa < [σ H ]max = 1260 MPa

• Theo (6.49) tài liệu [1]:

σ F 1max = σ F1.K qt = 59.64 × 1.8 = 107.35 < [σ F 1 ]max = 464MPa
-

σ F 2 max = σ F 1.K qt = 55.05 × 1.8 = 99.09MPa < [σ F 2 ]max = 360 MPa
2.2.1.8.

Bảng thông số và kích thước bộ truyền:
Thông số
Khoảng cách trục
Modul pháp
Chiều rộng vành răng

Gía trị
aw2 = 160mm
mn = 2.5mm
bw3 = 65+5 = 70 và bw4 = 65
Trang 20


Đồ án Chi Tiết Máy
Tỷ số truyền
Góc nghiêng răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh
um = 4
β = 12.430
z1 = 25
x1 = 0
d1= m.z1/cosβ= 64
da1=d1+2m= 69
df1=d1-2.5m= 57.75

Góc profin răng

z2 = 100
x2 = 0
d 2 = 256
da2=261
df2= 249.75
α t = 20.440

Góc ăn khớp

α w = 20.440

2.2.2. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:
2.2.2.1.

Chọn vật liệu:

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt, và theo
quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế. Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn
vật liệu cặp bánh răng như sau:
• Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có

σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB.
• Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có

σb2=750Mpa, σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB.
2.2.2.2.

Xác định ứng suất cho phép:

• Số chu kì làm việc cơ sở:
-

-

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
N HO1 = 30 HB12.4 = 30 × 2452.4 = 1.6 × 107
(chu kỳ)
2.4
2.4
7
N HO 2 = 30 HB2 = 30 × 230 = 1.39 × 10
(chu kỳ)
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :
N FO1 = N FO 2 = 4 × 106
(chu kỳ).

Lh = 3 × 160 × 3 × 8 = 11520

-

Tuổi thọ :
giờ
• Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng

 Ứng suất cho phép:
Trang 21

Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180…350
• Giới hạn mỏi tiếp xúc:
-

Bánh chủ động:
Bánh bị động:

-

Bánh chủ động:
Bánh bị động:

; SH=1.1

σ 0 H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2 × 245 + 70 = 560 MPa
σ 0 H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2 × 230 + 70 = 530 MPa

• Giới hạn mỏi uốn:
-

σ 0 H lim = 2 HB + 70

σ 0 F lim = 1.8HB

σ o F lim1 = 1.8HB1 = 1.8 × 245 = 441( MPa )

σ o F lim 2 = 1.8 HB2 = 1.8 × 230 = 414 ( MPa )

3

 T 
N HE1 = 60c ∑  i ÷ niti
 Tmax 
3
 T 3 35
 0.6T  28 
= 60 × 1 ×  ÷
+
 × 360 × 11520
÷
T
35
+
28
T
35
+
28


 


= 1,6 × 108 (chu ky )
N HE1 1,6 × 108

N HE 2 =
=
= 0,405 × 108
u
4

( chu kỳ).

mH

 T 
N FE1 = 60c ∑  i ÷
 Tmax 

ni ti

6
 T 6 35
28 
 0.6T 
= 60 × 1 ×  ÷
+
 × 360 × 11520
÷
 T  35 + 28  T  35 + 28 

= 1,4 × 108 (chu ky )

Trang 22

Đồ án Chi Tiết Máy

N FE 2

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

N FE1 1, 4 ×108
=
=
= 0,36 ×108 ( chu kì )
u
4

Ta thấy
Suy ra

 N HE1 > N HO1

 N HE 2 > N HO 2

 N FE1 > N FO1
N > N
FO 2
 FE 2

nên chọn

N HE = N HO

để tính toán.

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

• Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Thép 45 tôi cải thiện nên

sH = 1.1

, do đó :

[ σ H 1 ] = σ 0 H lim1

K HL1
1
= 560 × = 509, 09 ( MPa )
sH
1,1

[ σ H 2 ] = σ 0 H lim 2

K HL 2
1
= 530 × = 481,81( MPa )
sH
1,1

⇒ [σH ] =

[ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] = 509, 09 + 481,81 = 495, 45
2

2

( MPa )

• Ứng suất uốn cho phép :

σ o F lim K FC
σ F  =
K FL
sF

Với

K FC = 1

[ σ F1 ] =


(do quay 1 chiều),

441
× 1 = 252 ( MPa )
1,75

sF = 1.75

– tra bảng 6.2 Tài liệu [1]

[σ F2 ] =
và

Ứng suất quá tải cho phép:

Trang 23

414
×1 = 236,57 ( MPa )
1, 75


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

[ σ H ] max = 2,8σ ch 2 = 2,8 × 450 = 1260Mpa
[σ F 1 ]max = 0,8σ ch1 = 0,8 × 580 = 464 Mpa
[σ F 2 ]max = 0,8σ ch 2 = 0,8 × 450 = 360 Mpa

Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

2.2.2.3.

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên aw1=aw2=160Mmm
Trị số

ψ ba

đối với cấp nhanh nhỏ hơn 20… 30% so với cấp chậm nên :

ψ ba = (0, 7 ÷ 0,8) × 0, 4 = 0,3 ψ bd = 0,53ψ ba (u1 + 1) = 0,53 × 0,3 × (4 + 1) = 0,79
,

K H β = 1, 05


Với

:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng.

ψ bd = 0,79

2.2.2.4.

tra bảng 6.7 tài liệu [1].

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm
việc:

σH =

Z M Z H Zε
dw1

2T1K H ( um + 1)
bw u

Trong đó:
• ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

(Bảng 6.5 Tài liệu [1]).
• ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) Tài liệu

[1]:
Với:

2 cos β b
2 cos(11, 67 )0
ZH =
=
= 1, 73
sin 2α t w
sin ( 2 × 20, 440 )

βb

: góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

βb = acrtg[cos(α t ).tg β ]=acrtg[cos(20, 440 ) × tg (12,430 )]=11,67 0

Trang 24


Đồ án Chi Tiết Máy

ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

 tg 200 
 tgα 
α t = α tw = acrtg 
=acrtg 
= 20, 440

0
 cosβ 
 cos12,43 

răng và
•
-

Zε

α tw

(với

αt

là góc profin

là góc ăn khớp)

: Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

Hệ số trùng khớp doc:
bw .sin( β ) aw .ψ ba .sin( β ) 160 × 0,3 × sin(12, 430 )
εβ =
=
=
= 1,31 > 1
πm
πm
π × 2,5

-

Hệ số trùng khớp ngang:
ε α = [1,88 − 3, 2(

1 1
1
1
+ )]cosβ =[1,88 − 3,2( +
)] × cos(12,430 ) = 1,68
z1 z2
25 100

Zε =
-

Do đó theo công thức (6.36c) Tài liệu [1] :

1

1
=
= 0,77
εα
1,68

• KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]:

K H β = 1,05
-

K H = K Hα K H β K Hv

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng.
-

Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động:
v=

π d w1.n1 π × 64 × 1440
=
= 4,83( m / s)
60000
60000

Trang 25

.