THUYẾT MINH đồ án cơ sở THIẾT kế máy

TRƯỜNG ĐẠI HỌC HÀNG HẢI VIỆT NAM
VIỆN KHOA HỌC CƠ SỞ
BỘ MÔN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

THUYẾT MINH
ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Sinh viên

:

Lớp

:

LƯƠNG MINH PHONG
MTT53DH1

Nhóm
: N03
Giáo viên hướng dẫn : Th.s NGUYỄN MẠNH NÊN

Hải Phòng, ngày… tháng… năm 2014


Chương 1
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
1.1. Tính toán chọn động cơ điện
1.1.1.Cơ sở chọn động cơ điện
Động cơ điện dùng để dẫn động hệ thống cần thiết kế.Việc chọn hợp lý động cơ điện có ảnh
hưởng rất nhiều đến việc thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp.

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ điện 3 pha. Chúng gồm 2 loại: đồng bộ và
không đồng bộ.
Động cơ điện 3 pha đồng bộ có ưu điểm là hiệu suất và hệ số cosφ cao, hệ số quá tải lớn,
nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao và cần có thiết bị
phụ để khởi động động cơ. Vì vậy động cơ 3 pha đồng bộ chỉ được sử dụng khi hiệu suất và
cosφ có ai trò quyết định hoặc khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.
Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ gồm 2 kiểu: roto dây quấn và roto ngắn
mạch.
Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu dây quấn chỉ dùng khi cần điều chỉnh vận tốc trong 1
phạm vi hẹp do hệ số cosφ thấp, kích thước lớn, giá thành đắt và vận hành phức tạp.
Động cơ 3 pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch có 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 3 pha không
cần biến đổi dòng điện. Do những ưu điểm cơ bản này, động cơ điện xoay chiều 3 pha
không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch được dùng phổ biến trong các nghành công nghiệp. Có
thể dùng loại động cơ điện này để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải, thùng
trộn…
Để dẫn động hệ dẫn động cần thiết kế có thể dùng động cơ điện xoay chiều 3 pha không
đồng bộ roto ngắn mạch.
Động cơ điện được chọn dựa theo công suất cần thiết trên trục động cơ, số vòng quay đồng
bộ và các yêu cầu về quá tải, momen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ.
1.1.2.Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ:
Công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định theo công thức:


Pct = Pt/ t(1.1)
-Trong đó:
+ Pt là công thức tính toán trên trục máy công tác, đối với chế độ tải trọng thay đổi nhiều
bậc Pt được tính theo công thức:

Pt = Ptđ = Plv

= Plv

= Plv

(1.2)

18.

= 18.

= 14,7 (kw) (I)

Pl, Tl – công suất lớn nhất và mômen lớn nhất (cần phân biệt với công suất và mômen,khởi
động)trong các công suất và mômen tác dụng lâu dài trên trục máy công
tác,kW,Nmm, Pl = Plv ;
Plv là công suất làm việc, (kw) đã cho Plv = 18 kW
–Pi,Ti công suất và mômen tác dụng trong thời gian ti trong thời gian máy công tác
kW,Nmm.Các trị số Ti/T và ticho ở đồ thị thay đổi tải trọng.
T mômen xoắn lớn nhất bỏ qua mômen quá tải(Nmm).
+ Hiệu suất của hệ thống, tính theo công thức:
t

=

.

đ

-với:

h

(1.3a)

h

đ

làhiệu suất truyền động đai, chọn

đ

= 0,95

là hiệu suất của HGT, tính như sau:

-HGT1C bánh răng trụ,răng nghiêng và răng thẳng:
h

=

2

ôl

.

brt

(1.3b)

-HGT bánh côn:
h

=

2

ôl

.

bc

(1.3c)


-HGT trục vít-bánh vít:
h

2

=

ôl

.

(1.3d)

tv-bv

-Với: ôl là hiệu suất ổ lăn, brt là hiệu suất bánh răng trụ,
bv là hiệu suất bộ truyền động trục vít-bánh vít.
Tra bảng 2-3 tr 19 “TTTKHDĐCK-T1” ta chọn:

ôl

bc

là hiệu suất bánh răng côn,

= 0,99 và

brt

= 0,97

ta có:
h

2

=

→

t

ôl

=

.

brt

= 0,992.0,97 = 0,950

.

h

đ

= 0,95.0,950= 0,902 (II)

từ (I) và (II) → Pct = Pt/ t=14,7/0,902 =16,297 (kw)
1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Số vòng quay đồng bộ trên trục động cơ được xác định như sau:
nsb = nlv.utsb = nlv uđsb.uhsb
-trong đó:
+ nlvlà số vòng quay của trục ra (số vòng quay làm việc), cho bằng 130 (vòng/phút).
+ utsb tỷ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động, tính theo:
utsb = uđsb.uhsb
-với: uđsb là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền động đai, có giá trị từ 1,5 đến 2
ta chọn uđsb = 1,6
uhsb là tỷ số truyền tổng sơ bộ của HGT, chọn uhsb = 4
thay số ta có:
nsb= 230.4.1,6 =1472 (vòng/phút)

1.4. Chọn động cơ điện

tv-


Động cơ điện thỏa mãn đồng thời các điều kiện sau:
Pđc ≥ Pct = 16,297 (kw)
nđc

nsb = 1472 ( vòng/phút)

-Trong đó: Pđc, nđc, nsb,Tk và Tdn lần lượt là công suất cần thiết (kw), số vòng quay đồ
bộ(vòng/phút), số vòng quay đồng bộ sơ bộ(vòng/phút), mômen khởi động (Nmm), và
mômen danh nghĩa trên trục động cơ (Nmm)
Pđc, Tmm, T là công suất cần thiết (kw), mômen mở máy (Nmm) và mômen danh nghĩa của hệ
thống dẫn động (Nmm)
Tra bảng tìm động cơ điện phù hợp là K200M4
Bảng1. Thông tin về động cơ:

Kiểu động
cơ

K200M4

Công
suất
(kw)

Vận tốc
quay(vòng/phút)

22

1475

Khối
lượng
( kg )

%

89,0

0,89

2,0

2. Tính toán động học
2.1.Phân tỉ số truyền:
Tỷ số truyền lý thuyết của hệ thống xác định:
ult =

=

= 6,413

-Với: nđc số vòng quay của động cơ đã chọn( lấy theo từng động cơ)
nlv số vòng quay ra của HGT (vòng/phút)

251

tỷ số truyền tính toán sơ bộ của bộ truyền động đai :

uđ =
Chọn: uhs = 4
uhs- tỷ số truyền của hộp giảm tốc , uđ =

= 1,603

2.3. Xác định công suất, tần số quay và mômentrên các trục của HGT
Trục động cơ:
Pđc =Pct =16,297 (kw)
Tđc = 9,55.106.

= 9,55.106.

= 105516,169 (Nmm)

Trục 1
P1= Pct.ɳđ.ɳol = 16,297.0,95 .0,99 = 15,327 (kw)
n1 =

=

= 920,149 (vòng/phút)

T1 = 9,55.106

= 9,55.106.

= 159075,16 (Nmm)

Trục 2
P2 = P 1

brt. ol

ɳ = 15,327.0,97.0,99 = 14,718 (kw)

n2 =

=

T2 = 9,55.106.

= 230,037 (vòng/phút)

= 9,55.106.

Bảng 2.kết quả tính toán động học

= 611018,662 (Nmm)


Trục Động cơ
Thông số
Công suất P (kw)

Trục 1

Pct = 16,297

Tỉ số truyền u
Số vòng quay n
(vòng/phút)
Mômen xoắn T
(Nmm)

Trục 2

P1 = 15,327

1,603
1475

P2 = 14,718
4

920,149

230,037

T1 = 159075,16

T2 =611018,662

Chương 2. Thiết kế truyền động đai thang
Thông số thiết kế
Công suất trục bánh nhỏ: P1 = Pct = 16,297 KW ( vì bánh đai nhỏ lắp trên trục đông cơ)

Công suất trục bánh lớn : P2 = P1 =15,327 KW ( vì bánh đai lớn lắp trên trục 1 HGT)
Số vòng quay trục bánh nhỏ: n1 = nđc =1475 (vòng/phút)
Số vòng quay trục bánh lớn : n2 = n1 = 920,149 (vòng/phút)
2.1.Chọn loại đai và tiết diện đai:
- Loại đai:ta chọn đai thang thường khi v< 25 m/s.Và ta chọn đai thang hẹp khi v < 40 m/s.
Giả thiết v< 25 m/s, chọn đai thang thường, tiết diện đai loại Б
2.2Xác định các thông số của bộ truyền:
2.2.1 Đường kính bánh đai nhỏ (d1)
- chọn d1 = 224 mm
-tính vận tốc vòng của đai: v =

(2.1)
=

= 17,290 m/s < 25 m/s nên

chọn đai thang thường là đúng
- tính d2 : d2= d1.uđ.(1-ɛ) = 224.1,603(1- 0,01) = 355,481 mm
(với ɛ là hệ số trược, 0,01≤ ɛ ≤0,02; chọn ɛ = 0,01)

(2.2)


Chọn d2 theo tiêu chuẩn d2= 355 mm
-Tính lại tỉ số truyền thực tế:
uđm =

=

= 1,600

(2.3)

=

0,002< 0.04 , nên đạt yêu cầu

-kiểm tra sai lệch:
∆u =
(2.4)
2.2.2 Khoảng cánh trục a
Theo bảng 4-14 tr 58 chon tỉ số : a/d2 = 1,32
tính toán khoảng cách trục a sơ bộ:
asb = (a/d2).d2 = 1,32.355 = 468,6 mm

(2.5)

kiểm ta điều kiện:
0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1+ d2) với h là chiều cao đai (tra bảng các thông số của đai
thang), ta có h = 10,5 mm
thay số ta có:
0,55(224 + 355) +10,5 ≤ 369,6 ≤ 2(224 + 355)
↔ 328,95 ≤ 369,6 ≤ 1158 (mm)
vây thỏa mãn điều kiện
2.2.3 Chiều dài đai l:
-tính l theo công thức sau:
l = 2a +

= 2.468,6 +

+

(2.6)

+

= 1855,385 mm

-kiểm nghiệm tuổi thọ của đai:
I= =

= 8,645 ≤ 10, vậy thỏa mãn


-tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn
a=

(*)

trong đó:
λ=l-

= 2000 -

∆=

=

= 1090,97 mm

= 65,5 mm

Thay vào (*) ta có :
a=

= 541,523 mm

2.2.4 Tính góc ôm của đai

(2.7)

trên bánh nhỏ

theo công thức:
= 1800 –
-kiểm tra:

= 1800 –

= 166,2110

(2.8)

≥ 1200 ↔ 166,2110 ≥ 1200, vậy thỏa mãn

2.3. xác định số dây đai
Tính số dây đai Z theo công thức 4-16:
Z=

Trong đó:

= 16,297;

= 5,955 kw

hệ số tải trọng động,tra bảng 4.7 tr 55,

= 1,1

= 0,968 ; ( tính bằng phương pháp nội suy)
Cl

Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai.bảng 4.6 Tr 61: tra theo tỉ số l/l0,

Cu

Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền, bảng 4.17 Tr 61,Cu =1,11

=0,957


Cz Hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, bảng 4.18
Tr 61, tra theo tỉ số Z’ = P1/ P0] ,CZ = 0,950

= = 3,361

Z=

(2.9)

Chọn Z = 4, thỏa mãn điều kiện Z ≤ 6
2.4.xác định kích thước bánh đai:
-chiều rộng bánh đai B:
B = (Z-1)t +2e
Trong đó: tra bảng 4.21 theo loại tiết diện đai đã chọn, ta có:
t = 19 mm; e = 12,5 mm; h0 = 4,2 mm; thay vào :
B = (4-1)19 +2.12,5 = 82 mm

(2.10)

-đường kính ngoài da:
da= d+ 2h0
bánh nhỏ: da1 = d1+ 2h0 = 224 + 2.4,2 = 232,4 mm

(2.11)

bánh lớn : da2 = d2 + 2h0 =280 + 2.4,2 = 363,4 mm

(2.12)

2.5. xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục:
- lực căng ban đầu tác dụng lên trục 1 của đai F0
F0 = F 0 =
Trong đó:

.A

- ứng suất căng ban đầu có thể chọn

= 1,2 1,8 MPa, chọn

= 1,2

Diện tích tiết diện đai, A = 138 mm2
F0 = F 0 =

.A = 1,2.138 = 165,6 N

(2.13)

-Lực tác dụng lên trục bánh đai Fr, công thức 4-21:
Fr = 2. F0Zsin(

= 2.165,6.4sin(166,2110/2) = 1315,220 N

2.6.Định kết cấu bánh đai

(2.14)


82
12,5
17,6

a

16

4,2

19

Hình 2.1 Mặt cắt dọc trục bánh đai

Chương 3.THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC
3.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc.
Chọn chỉ tiêu thiết kế: Các cặp bánh răng trụ trong hộp giảm tốc được ngâm trong dầu
nên dạng hỏng chủ yếu là bong tróc bề mặt răng vì thế các bộ truyền này được thiết kế theo
chỉ tiêu độ bền tiếp xúc để tránh tróc mỏi bề mặt răng.
3.1.1 Chọn vật liệu.
Thép để chế tạo bánh răng được chia làm hai nhóm chính


-

Nhóm I: có độ rắn HB ≤ 350; nhiệt luyện: thường hóa hoặc tôi cải thiện.
Nhóm II: có độ rắn HB > 350; nhiệt luyện: tôi, thấm C, thấm N hoặc thấm C - N
Đối với các bộ truyền chịu tải nhỏ và trung bình hoặc các bộ truyền có kích thước bánh
răng khá lớn, khó khăn khi nhiệt luyện nên chọn thép nhóm 1.

Vì vận tốc góc bánh nhỏ lớn hơn vận tốc góc bánh lớn, nên để tăng khả năng chạy mòn của
răng nên chọn bánh răng lớn có rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:
H1 ≥ H2 + (10→ 15) HB
Vật liệu chọn theo bảng sau:
Bánh răng Nhãn thép

Nhiệt luyện

Nhỏ
Lớn

Tôi cải thiện
Tôi cải thiện

Thép 45
Thép 45

Độ rắn
(HB)
245
230

Giới hạn
bền σb
(MPa)
850
750

Giới hạn
chảy σch
(MPa)
580
450

3.1.2. Xác định ứng suất cho phép
a)Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ :
[σH] =

.ZR.ZV.KXH.KHL

(I)

(3.1)

Trong đó:Khi tính toán sơ bộ lấy ZR.ZV.KXH = YR.YS.YXF = 1
‫ ٭‬σ0Hlim1 và σ0Hlim2 là giới hạn mỏi tiếp xúc của mặt bánh răng 1 và 2
σ0Hlim1 = 2.HB1 + 70 = 2. 245 + 70 = 560 Mpa

(3.2)

σ0Hlim2 = 2.HB2 + 70 = 2. 230 + 70 = 530 Mpa

(3.3)

‫٭‬SH1 và SH2 là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc của băng răng 1 và 2
SH1 = SH2 = 1,1

(3.4)

* Hệ số tuổi thọ KHL xác định theo công thức:
KHL1 =

(3.5)


KHL2 =

(3.6)

Với
- NH01 và NH02 là số chu kì cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc của bánh răng 1 và 2
NH01 = 30 HB12,4 = 30. 2452,4 = 16259974,4

(3.7)

NH02 = 30 HB22,4 = 30. 2302,4 = 13972305,1
- NHE1 và NHE2 là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh răng 1 và 2
NHE1 = 60.c

(3.8)

= 60.1.920,149.3.274.2.7.[( )3.0,4+(

NHE2 =

=

)3.0,3+ (

)3.0,3] = 375552123

= 93888030,76

(3.9)

Với:
c- số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng đang xét; c = 1
Ti; ni; th -mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng
đang xét.

Vì NHE1> NHO1 Và NHE2> NH02 nên ta có:KHL1 = 1 và KHL2 = 1
Thay vào (I) [σH1]sb =

[σH2]sb =

=

=

= 509,091 MPa

= 481,818 Mpa

[σH]’ = ( [σH1]sb + [σH2]sb )/ 2
= 495,45

1,25.481,818 = 602,27 (Mpa)

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ :

(3.10)


[σF]sb =

.YR.YS.YXF.KFC.KFL (II)

(3.11)

Trong đó:

KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng của cuả việc đặt tải; KFC = 1( bộ truyền quay 1 chiều)
σ0Flim1 và σ0Flim2 là giới hạn mỏi tiếp uốn của mặt bánh răng 1 và 2
σ0Flim1 = 1,8 HB1 = 1,8.245= 441 Mpa

(3.12)

σ0Flim2 = 1,8 HB2 = 1,8.230= 414 Mpa

(3.13)

*SF1 và SF2 là là hệ số an toàn khi tính về uốn của băng răng 1 và 2
SF1 = SF2 = 1,75
*Hệ số tuổi thọ KFL:
KFL1 =

(3.14)

KFL2 =

(3.15)

Với
- NF01 và NF02 là số chu kì cơ sở khi tính về độ bền uốn của bánh răng 1 và 2
- NF01 = NF02= 4.106 (đối với tất cả bánh răng thép)
- NFE1 và NFE2 là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh răng 1 và 2

NFE1 = 60.c

= 60.1.920,149.3.274.2.7.[( )6.0,4 + (

)6.0,3 + (

)6.0,3]

= 254372006
NFE2 =

=

= 63593001,5

Vì NFE1> NFO1 Và NFE2> NF02 nên ta có: KFL1 = 1 và KFL2 = 1

(3.16)


Thay vào (II) [σF1]sb =

=

= 252 MPa

[σF2]sb =

=

= 236,571 Mpa

b.Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép khi quá tải
- Ứng suất tiếp xúc khi quá tải

[σH]max = 2,8

= 2,8. 450 = 1260 Mpa

(3.17)

- Ứng suất uốn khi quá tải
[σF1]max = 0,8

= 0,8.580 = 464 Mpa

(3.18)

[σF2]max = 0,8

= 0,8.450 = 360 Mpa

(3.19)

3.1.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Khoảng cách trục xác định sơ bộ theo công thức:

aw = Ka.(uh ± 1 ).

(III)

(3.20)

trong đó:
K- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng (thẳng,nghiêng, hay chữ V),

Ka = 43 Mpa1/3
* uh- tỷ số truyền của hộp ,uh = 4
T1-Momen xoắn trên trục 1: T1 = 159075,16 Nmm
KHβ -Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Trị
số KHβ tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 và hệ số ψbd xác định theo công thức:
ψbd = 0,5. ψba.(uh + 1)
Với:
ψba -Hệ số chiều rộng vành răng, ta có
ψba = 0,3 → ψbd = 0,5.0,3(4+1) = 0,75
Bằng phương pháp nội suy:

(3.21)


KHβ = 1,028
[σH] là ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ, [σH] = 495,45 MPa
Thay số vào (III)

aw = 43.(4+1).

= 176,70 mm, lấy aw = 177 mm

3.1.4. Xác định các thông số ăn khớp
3.1.4.1.Xác định môđun
m = (0,01

0,02). aω = (0,01

= (1,77

0,02).177

3,54) mm,chọn m = 2 mm

(3.22)

3.1.4.2.Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh
Chọn sơ bộ: β = 80 ÷ 200 chọn β = 100
Tính số răng bánh nhỏ theo công thức;

=

z1 =

= 34,86

(3.23)

Chọn z1 =35
Tính số răng bánh lớn:
z2 = z1.uh = 35.4 = 140

(3.24)

Lấy z2 = 140
Tính tỷ số truyền thực tế:
uhtt =

=

=4

(3.25)

Tính sai lệch tỷ số truyền:
Δu1=

= 0,00 % < [Δ] = 4%

(3.26)

Tính số răng tổng;
zt = z1 + z2 = 35 + 140 = 175

(3.27)


Tính chính xác lại góc nghiêng theo
β = arccos.[mzt / (2aw)]

(3.28)

= arccos.[2.175 / 2.177]
= 8,620 thỏa mản điều kiện β = 80 ÷ 200
không cần dịch chỉnh; do đó x1 = x2 = 0.
3.1.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
-Độ bền tiếp xúc được kiểm nghiệm theo công thức;
[σH] = ZM.ZH. .

[σH]cx,

(3.29)

Trong đó:
* ZM-Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng,
ZM = 274 (MPa)1/2
*ZH-Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH =

2.cosβ b
sin ( 2a tw )

(3.30)

Với: βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgβb = cos .tg β

(3.31)

-αt và αtw được tính theo công thức:
αt = αtw = arctg(tg /cos ) = arctg(tg200/cos8,620) = 20,21 .

(3.32)

tgβb =cos(20,21 ).tg(8,620) = 0,142 → βb = 8,08 .
→ ZH =

2.cosβ b
sin ( 2a tw )

=

= 1,747

Zε -Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng,
Với: εα-Hệ số trùng khớp ngang :
εα = [1,88 – 3,2.(1/z1 + 1/z2)].cosβ
= [1,88 – 3,2.(1/35+ 1/140)].cos8,620
= 1,745

(3.33)


εβ = bw sinβ / (πm) = aw .ψba sinβ / (πm)
= 177.0,3.sin(8,62) / 3,14.2 = 1,267

→ Zε =

=

1

(3.34)

= 0,757

(3.35)

*KH Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH =KHβ. KHα. KHV =1,028.1,13. 1,022 = 1,187

(3.36)

Với:
KHβ -Hệ số phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng,
KHβ = 1,028
KHα -Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,
KHα = 1,13
Cấp chính xác tra bảng theo vận tốc vòng
v = π.dw1.n1 /(60.1000)
= 3,14.70,8.920,149/(60.1000) = 3,40 m/s

(3.37)

dw1 -Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức:
dw1 =

=

= 70,8 mm

(3.38)

n1 Số vòng quay của bánh chủ động, n1 = 920,149 vòng/phút
Với v = 3,40 m/s ta chọn cấp chính xác động học là 9
là hệ số tải trọng động:
=1 +
Với:

=1+

= 1,033

(3.39)


VH =

.

.v.

= 0,002.73.3,40.

= 3,30

(3.40)

δH-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15,
δH = 0,002;
g0 -Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 theo m ôđun
và cấp chính xác, ta có: g0 = 73
Thay vào (3.29) ta có :

H

= ZM.ZH. .

(3.41)

= 274.1,747.0,757.

= 482,564 (Mpa)

Tính chính xác lại ứng suất tiếp xúc cho phép:
[

]cx =

.

.

.

(V)

(3.42)

Trong đó:
v = 3,40 m/s < 5 m/s, suy ra hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng Zv = 1
= 0,95 vì cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,
khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5
*KXH = 1 do da

1,25 μm

700 (mm)

là hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng đến độ bền tiếp xúc

Thay vào (V) :
[

]cx = 495,45.1.0,95.1 = 470,67 MPa

Kiểm tra điều kiện ứng suất tiếp xúc theo:
=

= 2,52%

4%

(3.43)


Tính:
bω =ψba.aω.

= 0,3.177

= 55,82 mm;

(3.44)

chiều rộng của các bánh răng là:
b2 = bω= 56 (mm)
b1 = 1,1.bω = 62 (mm)
3.1.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Độ bền uốn của răng các bánh răng được kiểm nghiệm theo công thức:
σF1 =

≤ [σF2]cx

σF1 =

(3.45)

[σF2]cx

Trong đó:
Yε = 1/

= 1/ 1,745 = 0,573

Yβ – hệ số kể đến của răng Yβ =1-

và

(3.46)
= 1-

= 0,938

-Hệ số dạng răng bánh 1 và 2 tra bảng 5.14 ,

YF1 = 3,75, YF2 = 3,60
Số răng tương đương tính theo các công thức
Zv1 = z1 / cos3β = 35 / cos3 8,62= 36,21
Zv2 = z2 / cos3β = 140 / cos38,620 = 144,85

(3.47)
(3.48)

-Hệ số tải trọng khi tính về uốn;
KF = KFβ .KFα .KFV = 1,055. 1,13. 1,098 = 1,308

(3.49)

Với:
KFβ -Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng
6.7, KFβ = 1,055


KFα -Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KFα = 1,13
KFV -Hệ số tải trọng động khi tính về uốn:
KFV =1 +

=1+

= 1,098

(3.50)

Với:
VF = δF .go.v.

(3.51)

δF -Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15, δF = 0,006;
go -Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, go = 73;

→ VF = δF. go v.
= 0,006. 73.3,40.

= 9,91 m/s ≤ VFmax = 700

Thay vào (VI):
σF1 =

σF2 =

= 111,550 MPa

= 107,088 MPa

Tính chính xác lại các trị số ứng suất uốn cho phép:
[

]cx = KXF. YS. YR. [

]sb

(3.52)

[

]cx = KXF. YS. YR. [

]sb

(3.53)

Trong đó:
*KXF là hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn vì:
da1 =d1 +2(1+x1- Δy)m
=

+2(1+ 0- 0)m = 74,80

(3.53)
(3.54)


da2 = d2 +2(1+x2- Δy)m

(3.55)

+2(1+ 0- 0)m = 287,20 ≤ 400

=

nên chọn KXF = 1
*YS là hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
YS = 1,08 - 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2 = 1,032
*YR hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, YR = 1suy ra
[

]cx = KXF. YS. YR. [

]sb = 1. 1,032. 1. 252 = 260,064 MPa

[

]cx = KXF. YS. YR. [

]sb = 1. 1,032 .1. 236,571 = 244,141 MPa

Vậy

<[

]cx ;

<[

]cx

Nên độ bền uốn được thỏa mãn
3.1.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
+Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax không
được vượt quá giá trị cho phép:
σHmax = σH.

≤ [σH]max

(3.56)

Trong đó:
- σH là ứng suất tiếp xúc σH = 482,564 MPa
- σHmax ứng suất tiếp xúc khi quá tải σHmax = 1260 MPa
- Kqt là hệ số quá tải Kqt =

= 1,5

Tmax - moomen xoắn quá tải.
T

- momem xoắn danh nghĩa.

Ta có σHmax = 482,564.

= 591,017

= 1260 MPa

+Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực đại
σFmax tại mặt lượn chân răng cũng không được vượt quá trị số cho phép:
σFmax1 = σF1.Kqt =111,550.1,5 = 167,325

= 464 MPa

(3.57)


σFmax2 = σF2.Kqt =107,088.1,5 = 160,632

= 360 MPa

(3.58)

σF -Ứng suất uốn; xác định theo 3.45

σFmax -Ứng suất uốn khi quá tải xác định theo (3.18) và (3.19)
Thỏa mãn độ bền quá tải.
3.1.8.Các thông số của bộ truyền
Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng được tính toán theo các công thức:
+ đường kính vòng chia:
d1 =

=

d2 =

=

= 70,8 mm

(3.59)

= 283,20 mm

(3.60)

+ đường kính đỉnh rang :
da1= d1 + 2(1+x1 -∆y)m = 70,8 +2= 72,8 mm

(3.61)

da2= d2 + 2(1+x2 -∆y)m = 283,20 +2 = 285,20 mm

(3.62)

trong đó x1= 0,x2= 0, ∆y =0
+ đường kính chân răng:
df1 = d1- (2,5-2.x1)m = 70,8 – (2,5-2.0).2 = 65,8 mm

(3.63)

df2 = d2- (2,5-2.x2)m = 285,20 – (2,5-2.0).2 = 280,2 mm

(3.64)

+ đường kính vòng lăn:
dw1 =

=

= 70,8 mm

(3.65)

dw2 = u. dw1 = 4.70,8 = 283,2 mm

(3.66)

Bảng4 kết quả tính toán các thông số bộ truyền bánh răng
TT
1
2
3

Thông số

Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng

Ký hiệu
aw
m

Trị số
177
2
56
62

Đơn vị
mm
mm
mm
mm


4
5
6

Tỷ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng các bánh răng

7

Hệ số dịch chỉnh

8

Đường kính vòng chia

9

Đường kính vòng lăn

10

Đường kính đỉnh răng

11

Đường kính chân răng

4
8,62
35
140
0
0
70,8
285,20
70,8
283,2
74,80

287,20
65,8
280,2

Độ
Chiếc
Chiếc
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm

3.3.1.9 Tính toán điều kiện bôi
a. Chọn phương pháp bôi trơn:
Dùng phương pháp bôi trơn bằng ngâm bánh răng trong dầu, vừa đơn giản, vừa làm mát
được bộ truyền.
b. Mức dầu bôi trơn:
Mức dầu bôi trơn phải thỏa mãn điều kiện sau:
- Mức dầu thấp nhất phải ngập hết chân răng bánh lớn để bôi trơn được bộ truyền.
- Mức dầu cao nhất không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh bánh răng lớn (tính từ đỉnh răng
để tránh tổn hao công suất nhiều do bánh răng khuấy dầu).
- Điều kiện bôi trơn,khoảng các giữa 2 mức dầu là:

(3.67)

Δ=

Trong đó:
df2 – đường kính chân răng bánh lớn, df2 = 280,2 mm
da2 – đường kính vòng đỉnh răng bánh lớn, da2 = 287,20 mm
→Δ =

-

= 44,366 > 7 mm


c. Chọn dầu bôi trơn:
Dựa vào vận tốc vòng bánh răng v = 3,40 m/s, theo bảng 18.11 chọn độ nhớt dầu bôi trơn

cho thép có σb = 850(Mpa) là
Dựa vào độ nhớt, theo bảng18.13 chọn loại dầu bôi trơn là dầu dầu ôtô máy kéo AK – 20.
3.1.10.Tính lực tác dụng lên các răng khi ăn khớp.
Với bộ truyền bánh răng nghiêng:
Lực tiếp tuyến :
Ft1 = Ft2 =

= 2.159075,16/ 70,8 = 4493,65 (N)

(3.68)

Lực dọc trục:
Fa1 = Fa2 = Ft1.tanβw = Ft1.tanβ = 681,205

(N)

(3.69)

Lực hướng tâm:
Fr1 = Fr2 = Ft1.tanαtw = Ft1.

= 1654,240

(N)

(3.70)

Trong đó:
T1 :mômen xoắn trên trục 1 , Nmm;
dw1 : đường kính vòng lăn bánh nhỏ,mm;
αtw : góc ăn khớp trong mặt mút của bộ truyền;
β

: góc nghiêng của răng trên hình trụ chua bộ truyền.

3.2.Tính toán và thiết kế các trục
3.2.1.Xác định các lực trên trục
Để xác định các lực tác dụng lên các trục từ các tiết máy quay ta dùng hệ trục tọa độ 0xyz
Ký hiệu các lực tiếp tuyến, lực hướng tâm, lực dọc trục tương ứng là F x, Fy, Fz , nghĩa là:
Ft = F x , Fr = F y , Fa = F z
Lực tác dụng lên trục bánh đai là Fđ = Fx12 và lực tác dụng lên khớp nối là Fk = Fx23