Đề Tài Thiết Kế Máy Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn (Full File Cad)

Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

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 máy 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 Nguyên lý máy,
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 AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy Dương Đăng Danh , các thầy cô 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.
Kính chúc quý thầy cô sức khỏe.

SVTH: Trần Kim Sang

1

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

MỤC LỤC


Lời nói đầu:……………………………………………………Trang 1



Tính toán chọn động cơ……………………………………………….4



Thiết kế đai……………………………………………………………7



Thiết kế bộ truyền bánh răng………………………………………..11



Thiết kế trục………………………………………………………....29



Tính toán chọn ổ…………………………………………………….45



Thiết kế kết cấu vỏ…………………………………………………..51



Thiết kế các chi tiết phụ…………………………………………….54



Bảng dung sai lắp ghép………………………………………………60



Tài liệu tham khảo…………………………………………………...63

SVTH: Trần Kim Sang

2

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

ĐỀ TÀI
Đề số 6: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG
THÙNG TRỘN
Phƣơng án: 9

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1- Động cơ điện; 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai thang;
3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi; 4- Nối trục đàn hồi;
5- Thùng trộn.
Số liệu thiết kế: phƣơng án 9
Công suất trên trục thùng trộn, P : 3,5 KW
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) : 30(v/p).
Thời gian phục vụ, L(năm) : 6
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 250 ngày, ngày làm 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T1= T ;T2 = 0,2T
;T3 = 0,2T ;t1= 12s ;t2 = 60s ;t3=
28s
SVTH: Trần Kim Sang

3

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

BẢN THUYẾT MINH TÍNH TOÁN

---***--PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
I.CHỌN ĐỘNG CƠ
 Chọn hiệu suất của hệ thống
Hiệu suất truyền động:

  ol 4 d  2br kn
Trong đó:
ol  0, 99

: hiệu suất ổ lăn

d  0, 95
: hiệu suất bộ đai thang
br1  br 2  0, 98 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
kn  0, 99
: hiệu suất khớp nối

   0,994  0,95  0,982  0,99  0,868
 Tính công suất đẳng trị (công suất tính toán) :
Công suất tính toán:
2

pt  pmax 

2

2

 T3 
 T1 

 T2 

t


t

 
 
1
2
   t3
T 
T 
T 
t1  t2  t3

12  12  0, 2 2  60  0, 2 2  28
 3, 5 
 1, 379( kW )
12  60  28
Công suất cần thiết trên động cơ:

pt

1,379
pct 

 1,589(kW )
 0,868

 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
 Tỉ số truyền của hệ :

SVTH: Trần Kim Sang

4

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

ndc
uch  ud  uh 
nct
Chọn sơ bộ

ud  3 : tỉ số truyền của bộ truyền đai
uh  8 : tỉ số truyền của hộp số giảm tốc 2 cấp phân đôi
uch  3  8  24

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

ndc  24  30  720(vg / ph)
Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:
Dựa vào bảng P1.3/trang 237 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một”của
“Trịnh Chất – Lê Văn Uyển” ta chọn động cơ điện :
Kiểu động cơ Công suất KW Vận tốc quay (vòng/phút) cosφ  % Tmax/Tdn Tk/Tdn

4A13258Y3
4
Tính lại các tỉ số truyền

uch 

720

0,7

83

2,2

1,8

ndc
u
720
24

 24  ud  ch 
3
.
nct
30
uh
8

Theo sách Trịnh Chất- ta có uh = 8 nên chọn theo bảng có số liệu tỉ số truyền như sau

u1  3, 08
u2  2, 6

II.LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH
 Tính toán công suất trên trục
Ptrucct  3, 5( kW )
P3 
P2 
P1 

Pct

 knol
 ol



3, 5
 3, 57( kW )
0, 99.0, 99

P3
3, 57

 3, 68( kW )
br1
0, 99  0, 98

P2
3, 68


 3, 79( kW )
br 2 ol
0, 98  0, 99

Pdc 

P1
3, 79

 4, 03( kw)
 d ol
0, 95  0, 99

SVTH: Trần Kim Sang

5

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Tính toán số vòng quay trên trục:

ndc  720(vg / ph)
n1 

ndc
720

 240(vg / ph)
ud
3

n2 

n1
240

 77, 922(vg / ph)
u1 3, 08

n3 

n2 77, 922

 29, 97(vg / ph)
u2
2, 6

Tính toán momen xoắn trên các trục
T1  9, 55  106 

P1
3, 79
 9, 55  106 
 150810, 42( Nmm)

n1
240

T2  9, 55  106 

P2
3, 68
 9, 55  106 
 451015,12( Nmm)
n2
77, 922

T3  9, 55  106 

P3
3, 57
 9, 55  106 
 1131631, 63( Nmm)
n3
29, 97

Tct  9, 55  106 

Pct
3, 5
 9, 55  106 
 1115281, 95( Nmm)
nct
29, 97

Tdc  9, 55  106 

Pdc
4, 03
 9, 55  106 
 53453, 47( Nmm)
ndc
720

Công Suất
(KW)
Tỉ số truyền u
Số vòng quay
n (vòng/phút)
Momen xoắn
T (Nmm)

Trục
động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục công
tác

4,03

3,79

3,68

3,57

3,57

3

3,08

2,6

720

240

77,922

53453,47

150810,42

451015,12

SVTH: Trần Kim Sang

6

1
29,97

29,97

1131631,63 1115281,95

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Hình minh họa:

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Số liệu:
Công suất: P = 4,03 KW
Số vòng quay: nđc =720v/p
Tỷ số truyền: ud = 3
Điều kiện làm việc: quay một chiều ,làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ:
1.Chọn loại đai và tiết diện đai:
Theo hình 4.1 trang 59 [1] với P = 4,03 và n = 720 v/p ta chọn đai loại Б
Từ bảng 4.13 trang 128 [3] ta có các thông số của đai loại Б là:
bt = 14 mm
b = 17 mm

SVTH: Trần Kim Sang

7

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

h = 10,5 mm
d = 140 – 2800 mm
A = 138 mm2

l = 800 – 6300 mm

2. Đường kính bánh đai nhỏ:
d1  1, 2dmin  1, 2.140  168(mm)

Theo tiêu chuẩn (trang 148 [3]) ta chọn :
d1 = 180 mm
3.Vận tốc đai:
v1 

 d1n1
60000



 .180.720
60000

 6.79(m / s) .

nhỏ hơn vận tốc cho phép vmax  25m / s
4.Đường kính bánh đai lớn:
Với ε = 0,02 : hệ số trượt tương đối đường kính bánh đai lớn:
d2  ud1 (1   )  3.180.(1  0,02)  529, 2mm

Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 chọn d2 = 560 mm
5.Tỷ số truyền:
Vậy tỉ số truyền thực tế: ut 

d2
560

 3.175
d1 (1   ) 180(1  0, 02)

6.Khoảng cách trục:
2  d1  d 2   a  0,55(d1  d 2 )  h
 2(180  560)  a  0,55(180  560)  10,5
 1480  a  417,5

Theo bảng 4.14 trang 60 [1]ta chọn a/d2 = 1

=> a =560 mm

7.Chiều dài đai:

theo công thức 4.4 chiều dài đai :
L  2a 

 (d1  d2 )
2

d  d 
 1 2

SVTH: Trần Kim Sang

4a

2

 2.560 

 (180  560)

 560  180

4  560

2

8

2

 2346, 26(mm)

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Theo bảng 4.13 trang 59 [1] Chọn L = 2240mm
8.Số vòng chạy của đai trong 1s:
i

v 6, 79

 3, 03s 1  i   10s 1
L 2, 24

Điều kiện được thỏa
9.Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L
a

   2  8 2
4

Với
  L 


d1  d 2
180  560

 2240  
 1078, 2
2
2

d 2  d1 560  180

 190
2
2

a

1078, 2  1078, 22  8.1902
 503, 23mm
4

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

10.Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ:
1  180o  57

d2  d1
560  180
 180  57
 1370   min  1200
a
503, 23

11.Số dây đai Z:

Z

PK
1 d
[ Po ].C .Cu .Cl .CZ

Với: Kđ=1.25 theo bảng 4.7


Hệ số xét ảnh hưởng góc ôm đai tra bảng ta được: C  0,88
1
137



hay : C  1, 24(1  e 110 )  1, 24 1  e 110   0,88



SVTH: Trần Kim Sang

9

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy



GVHD: Dương Đăng Danh

Hệ số xét ảnh hưởng tỷ số truyền:
Cu  1,14 vì u=3



Hệ số xét ảnh hưởng số dây đai:
chọn nội suy ta được: Cz =0,98



Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai:
Cl  1 do Cl 

6

L 6 2240

1
Lo
2240

Nội suy ta được giá trị [P0]=2,57
Do đó: z 

4, 03.1, 25
 1,99
2,57.0,88.1,14.0,98.1

Chọn : Z = 2 đai
12.Chiều rộng bánh đai:
B   z  1 .t  2e

Theo bảng 4.4 trang 130 [3] ta có :
e = 12,5 ;e = 19, h0=4,2
Ta có : B   2  1 .19  2.12,5  44  mm 
13.Đường kính ngoài bánh đai nhỏ
da = d1 + 2h0 = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm)
14. Đường kính ngoài bánh đai lớn:
da2  d2  2b  560  2.4, 2  568, 4(mm)

15.Lực căng ban đầu:
Fo 

780.P1.Kd
 Fv
v.C .z

Với :Fv = qm.v2
Theo bảng 4.22 trang 64 [1] : qm =0,178 kg/m


Fv = 0,178.6,792 = 8,21(N)

Theo bảng 4.7 trang 55 [1] có : kđ = 1,25
SVTH: Trần Kim Sang

10

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

 Fo 

GVHD: Dương Đăng Danh

780.3,5.1, 25
 8, 21  293, 76 N
6, 79.0,88.2

16.Lực tác dụng lên trục:
Fr  2 Fo .z.sin

1
2

 2.293, 76.2.sin

137
 1093, 28( N )
2

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
A.CHON VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP:

Số liệu:
Trục động

cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục công
tác

4,03

3,79

3,68

3,57

3,57

Công Suất (KW)
Tỉ số truyền u

3

3,08

2,6

1

Số vòng quay n
(vòng/phút)

720

240

77,922

29,97

29,97

Momen xoắn T
(Nmm)

53453,47

150810,42

451015,12

1131631,63

1115281,95

Chế độ làm việc : quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va dập nhẹ ( 1 năm làm việc 250
ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )

Chế độ tải:
T1 = T
t1 = 12 s

T2 = 0,7T

T3= 0,7T

t2 = 60 s

T3=28 s

A.CHON VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
1.Chọn vật liệu:
Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tính
theo ứng suất tiếp xúc.
SVTH: Trần Kim Sang

11

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn
vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
- Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện ,dộ rắn HBI = 241÷285 ; ζbI = 850MPa; ζ=580MPa

- Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện ,độ rắn HBII = 192÷240 ; ζbII = 750MPa ; ζchII =
450MPa
2.Xác định ứng suất tiếp xúc:
Chọn dộ rắn bánh nhỏ : HBI = 250
Chọn độ rắn bánh lớn : HBII = 230
Theo bảng 6.2 trang 94 [1] : ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép :
 0 H lim  2HB  70
  0 H lim1  2.250  70  570MPa

Và   0 H lim2  2.230  70  530MPa
 0 F lim  1,8HB
 0 F lim1  1,8.250  450MPa

Suy ra
và

 0 F lim 2  1,8.230  414MPa

3.Số chu kỳ làm việc cơ sở :
N HO  30HB2, 4

 N HO1  30.2502, 4  1,71.107 chu kỳ
 N HO 2  30.2302, 4  1,397.107 chu kỳ

4.Số chu kỳ làm việc tương đương:
N HE  60c. (

Ti m2H
) .ni .ti
Tmax

Với :
mH = 6 do HB<350
Lh = 250.6.8.2 = 24000 giờ
c = 1 : số lần ăn khớp trong một vòng quay
SVTH: Trần Kim Sang

12

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

 T 3 12  0, 7T 3 60  0, 7T 3 28 
 N HE1  60.c.n1. Lh   .

.



 T  100  T  100  T  100 
60
28 
 12
 60.1.240.24000 1.
 0, 73.
 0, 73

100
100 
 100
 145, 79.106 chu ky
 T 3 12  0, 7T 3 60  0, 7T 3 28 
 N HE1  60.c.n1. Lh   .

.



 T  100  T  100  T  100 
60
28 
 12
 60.1.77,922.24000 1.
 0, 73.
 0, 73
100
100 
 100
 47,33.106 chu ky

Vì NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 nên KHL2 = 1
5.Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:

 H    0 H lim . K HL
SH

Theo bảng 6.2 trang 94 [1] ta có:
SH=1.1

 H I

 570.

 H II

 530.

1
 518,18MPa 
1,1



1
 481,82MPa
1,1

*/ Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng:

 H  

1
2

 H I   H II
2

2



1
518,182  481,822  353,79MPa
2

Ta có

SVTH: Trần Kim Sang

13

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

1,25 H min  1,25 H II  1,25.481,82  602,23MPa

Ta thấy [ H ]mim  [ H ]  1, 25[ H ]mim ,không thỏa điều kiện nên chọn  H   481,82MPa
*/ Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng
Do NHE > NHO => KHL = 1
  H    H min   H II  481,82MPa

6.Ứng suất uốn cho phép:

N FE

 T
 60.c  i
 Tmax

6


 ni .ti


60
28 
 12
6
 N FE1  60.1. 
 0, 76
 0, 76
 .240.24000  77, 25.10 chu kỳ
100
100 
 100
60
28 
 12
6
 N FE 2  60.1. 
 0, 76
 0, 76

 .77,922.24000  25, 08.10 chu kỳ
100
100 
 100

NFO = 4.106 (đối với tất cả các loại thép)
Vì

NFE1 > NFO
NFE2 > NFO

=>

KFL1 = 1

=>

KFL2 = 1

Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1

 F    0 F lim .K FL .K FC
SH

 F1   450.1.1  257,14MPa
1,75

 F 2   414.1.1  236,57MPa
1,75

Ứng suất quá tải cho phép:

 H max  2,8 ch 2  2,8.450  1260 MPa
 F1 max  0,8 ch1  0,8.580  464 MPa
 F 2 max  0,8 ch 2  0,8.450  360 MPa
thỏa các điều kiện.

SVTH: Trần Kim Sang

14

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

B.TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG:
1.Số liệu :
 Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 240 v/p
 Moment xoắn: T1 =

150810, 42
Nmm
2

 Tỷ số truyền; uI = 3,08
 Tuổi thọ: L = 6 năm
=>Lh = 250.6.8.2 = 24000 giờ

2.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

aw  K a .  u1  1 3

T1.K H 

 H 

2

.u1. ba

Với:
Ψba = 0,25 (Bảng 6.6 trang 97 [1]) do cặp bánh răng 1 không đối xứng
Ψbd = 0,5. Ψba.(u+1) = 0,5.0,25.(3,08+1) = 0,51
Ka = 43 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng nghiêng)
KHβ = 1,061, KFβ =1,143 (Bảng 6.7 trang 98 [1])
 aw  43(3, 08  1) 3

150810, 42 .1, 061
 134,16(mm)
2.481,822.3, 08.0, 25

Chọn aw = 140 (mm)
3.Xác định các thông số ăn khớp:
 Modun và góc nghiêng răng:
Ta có : m = (0,01÷0,02).aw = 1,6 ÷ 3,2
Theo bảng 6.8 trang 99 [1] ta chọn m = 2,8
(Không chọn m < 1,5 ÷2 nếu không khi quá tải, răng sẽ bị gãy)
 Điều kiện góc nghiêng răng trong hộp giảm tốc phân đôi : 30 ≤ β ≤ 40

Số răng bánh nhỏ:
Z1 

2aw . cos 
m(u1  1)

SVTH: Trần Kim Sang

15

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy



GVHD: Dương Đăng Danh

2aw1.cos  max
2a .cos  min
 Z1  w 2
m(u1  1)
m(u1  1)

2.140.cos 40
2.140.cos 30
 Z1 
2,8(3, 08  1)
2,8(3, 08  1)

 18, 78  Z1  21, 23


Chọn

Z1= 20 răng

Z2 =Z1 .u1 = 20.3,08 = 61,2 răng
Chọn Z2 = 62 răng
Số răng tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 20+62 = 82 răng
Cos 

m.Zt 2,8.82

 0,82
2.aw
2.140

 β = 34,920
Thỏa điều kiện 300 ≤ β ≤ 400
4.Kích thước bộ truyền:
m.z1 2,8.20

 68, 29mm
cos
0,82
m.z2 2,8.62
d2 

 211, 71mm

cos
0,82
d1 

Đường kính vòng lăn:
d w1  d1; d w2  d2

Đường kính vòng đỉnh:
d a1  d1  2m  68, 29  2.2,8  73,89mm
d a 2  d 2  2m  211, 71  2.2,8  217,31mm

Đường kính vòng đáy:
d f 1  d1  2,5m  68, 29  2,5.2,8  61, 29mm
d f 2  d 2  2,5m  211, 71  2,5.2,5  204, 71mm

Bề rộng răng: bw  aw1. ba  140.0, 25  35mm
Chọn cấp chính xác cho bộ truyền:

SVTH: Trần Kim Sang

16

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

v

Vận tốc vòng :

v

GVHD: Dương Đăng Danh

 .d w1.n1
6.104

 .68, 29.240
 0,86 (m/s)
6.104

Từ bảng 6.13 trang 106 [1] với v < 2 ta chọn cấp chính xác là 9
5.Lực tác dụng lên bộ truyền:

Lực vòng: Ft1 

2T1 2.75405, 21

 2208,38 N
d w1
68, 29

Lực hướng tâm: Fr1 
Lực dọc trục:

Ft1tg 2208,38.tg 20

 980, 225 N
cos
0,82

Fa1  Ft1tg   2208,38.tg 34,92  1541,73N

6.Tỉ số truyền thực :
u1m 

62
 3,1
20

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
 H  Z M .Z H .Z .

2T .K H .  u1m  1
bwu1m .d w21

Theo bảng 6.5 trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có :
ZM = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

SVTH: Trần Kim Sang

17

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

ZH 

GVHD: Dương Đăng Danh

2.cos b
sin  2 t w 

βb : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tg b  cos t .tg 

αt : góc profin răng
αtw : góc ăn khớpTheo TCVN1065 – 71 thì α = 200
 tg
 cos 

 tg 200 


acrtg
 23,930


0 

 cos 34,92 
 tg b  cos 23,930.tg 34,920  0, 638

 t   tw  acrtg 
 b  32,540

2.cos 32,54
 1,51
sin(2.23,93)

 ZH 

Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Hệ số trùng khớp dọc:
 

bw .sin  35.sin 34,92

 2, 28  1
 .m
 .2,8

Vì εβ > 1 nên:
Z 

Với :

1





1

1 



 1

1 

  1,88  3, 2(  )  .cos   1,88  3, 2     cos  34,92   1,37
Z1 Z 2 
 20 62  


 Z 

1
 0,854
1,37

KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H  K H  .K H .K HV

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

SVTH: Trần Kim Sang

18

MSSV: G0904534

Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Từ bảng 6.14 trang 107 [1] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp:
KHα = 1,13
KFα = 1,37
KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

K HV  1 

vH .bw .d w1
2.T .K H  .K H

vH   H .g o .v.

aw1
u1m

Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [1]:

δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng
 vH  0, 002.73.0,87.
 K HV  1 

140
 0,86
3,1

0,97.40.68, 29
 1, 007
2.150810, 42 .1, 061.1,13

 K H  1,061.1,13.1,007  1, 21

 Ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt răng:
 H  Z M .Z H .Z .

2T .K H .  u1m  1
bw .u1m .d

2
w1

 274.1, 473.0,854.

2.75405, 21 .1, 2.  3,1  1
40.3,1.68, 29, 212

 390, 43MPa

8.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc:

 H  

 Ho lim .Z R .ZV .K XH
SH

Với v = 0.86 m/s < 5 m/s
 Zv  0,85v0,1  0,85.0,860,1  0,84

SVTH: Trần Kim Sang

19

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

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 là Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm. Do đó:
ZR = 0,95 : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
 KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng
K xH  1, 05 


Vì

 H  

d
68, 29
 1, 05 
 1, 02
4

10
104

570.0,95.0,84.1, 02
 421, 78MPa
1,1

 H  nên bánh răng thiết kế thoả điều kiện tiếp xúc

H <

9.Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
ứng suất uốn cho phép:

 F    oFlim

K FLYRYxY K FC
sF

Trong đó:
Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: K KC  1 khi quay 1 chiều
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR  1 khi phay và mài răng.
Hệ số kích thước: Yx  1,05  0,005m  1,05  0,005.2,5  1,0375.
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đế sự tập trung ứng suất:
Y  1, 082  0,172 lg(m)  1, 082  0,172 lg 2,5  1, 0135

  'F 1    F 1 YRYxY K FC  257,14.1.1, 0375.1.0135.1  270,38MPa

 'F 2    F 2 YRYxY K FC  236,57.1.1, 0375.1.0135.1  248, 75MPa
Với hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm:

YF  3, 47 

13, 2 27,9 x

 0, 092 x 2
zv
zv

Trong đó:

SVTH: Trần Kim Sang

20

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

z1
20

 36, 27
3
cos  0,823
z
62
zv 2  23 

 112, 45
cos  0,823
zv1 

13, 2
 3,83
36, 27
13, 2
 3, 47 
 3,59
112, 45

YF 1  3, 47 

Suy ra
YF 2

Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

 'F1   270,38  71
YF 1

3,83

YF 2

3,59

 'F 2   248, 75  69, 29
Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh răng có độ bền thấp hơn.

Giá trị ứng suất uốn tại chân răng:  F 

YF Ft K F
0,85bw m

Trong đó hệ số tải trọng tính: K F  K F  K Fv K Fa
Khi ncx  9 thì K F  1 , K FV  1,143
Suy ra: K F  1,143.1.1,03  1,18
ứng suất tính toán:
F2 

3,59.2208,38.1,18
 112,31MPa   F 2  thỏa điều kiện.
0,85.35.2,8

C.TÍNH TOÁN CẤP CHẬM: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG:
1.Số liệu:
2.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
aw 2  K a .  u2  1 3

Với:

T2 .K H 

 H 

2

(6.15a/trang 96.(1))

.u2 . ba

T2 = 451015,12 Nmm
Ψba = 0,5 (Bảng 6.6 trang 97 [1])
Ψbd = 0,5. Ψba.(u+1) = 0,5.0,5.(2,6+1) = 0,9

SVTH: Trần Kim Sang

21

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1]).
KHβ = 1,025 KFβ =1.04 (Bảng 6.7 trang 98 [1]).
 aw2  49,5(2, 6  1) 3

451015,12.1, 025
 205, 42mm
0,5.(481,82) 2 .2, 6

Chọn aw = 200 mm
3.Xác định các thông số ăn khớp:
 Modun:
Ta có : m = (0,01÷0,02).aw = 2÷4
Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn m = 3 mm

 Số răng:
Z1 

2.aw2
2.200

 37, 04
m2 (u2  1) 3(2, 6  1)

Chọn Z1 = 37 răng
Z2  u2 .Z1  2,6.37  96, 2 chọn Z 2  96 răng

4.Tỉ số truyền thực :
u2 m 

Z 2 96

 2,59
Z1 37

Xác định kích thước bộ truyền:
Đường kính vòng chia:
d1  Z1.m  37.3  111mm
d 2  Z 2 .m  96.3  288mm

Đường kính vòng lăn:
d w2  d2 ; d w1  d1

Đường kính vòng đáy:

d f 1  d1  2,5m  111  2,5.3  103.5mm
d f 2  d 2  2,5m  288  2,5.3  280,5mm

Đường kính vòng đỉnh:
d a1  d1  2m  111  2.3  117mm
d a 2  d 2  2m  288  2.3  294mm

5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
SVTH: Trần Kim Sang

22

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

 H  Z M .Z H .Z .

2T2 .K H .  u2 m  1
bwu2 m .d w2 2

Theo bảng 6.5 trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có :
ZM = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH 

2.cos b
sin  2aw 

βb = 0 Do tg b  cos t .tg  vì β = 0
αt : góc profin răng
αtw : góc ăn khớp
Theo TCVN1065 – 71 thì α = 200
 tg 
0
0
 t   tw  acrtg 
  acrtg  tg 20   20
 cos  
2.cos 00
 ZH 
 1, 764
sin(2.20)

Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Chiều rộng vành răng :
bw =aw2.ψba = 200.0,5 = 100 mm
Hệ số trùng khớp dọc:

 

bw2 .sin 
 0 1
 .m

(do β=0)

Vì εβ < 1 nên:

Z 

4  
3

Theo công thức 6.38b trang 105 [1]


 1

1 
1 
 1
   .cos   1,88  3, 2     .cos 00  1, 76
 37 96  

 Z1 Z 2  

  1,88  3, 2 


SVTH: Trần Kim Sang

23

MSSV: G0904534

Đồ Án Chi Tiết Máy

Z 

GVHD: Dương Đăng Danh

4  1, 76
 0,864
3

KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K H  K H  .K H . K Hv
KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng răng
Từ bảng 6.7 trang 98 [1] : KHβ = 1,025
Vận tốc vòng :
v

 .d w1.n2 3,14.111.77,922

 0, 453
6.104
6.104

Từ bảng 6.13 trang 106 [1] với v < 2 ta chọn cấp chính xác là 9
6.Lực tác dụng:
Lực vòng, lực hướng tâm
Ft1 

2T1 2.451015,12

 8216, 40 N
d w1
111

Fr1  Ft1tg 20  8216, 40.tg 20  2990,53N

Từ bảng 6.14 trang 107 [1] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp:
KHα = 1,13
KFα = 1,37
KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K HV  1 

vH .bw 2 .d w1
2.T2 .K H  .K H

vH   H .g o .v.

aw 2
u2 m

Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [1]:

SVTH: Trần Kim Sang

24

MSSV: G0904534


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

δH =0,006 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng

vH  0, 006.73.0, 453
K HV  1 

200
 1, 74
2,59

0, 453.100.111
 1, 005
2.451015,12.1, 025.1,13

 K H  1,025.1,13.1,005  1,164

 Ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt răng:
 H  Z M .Z H .Z .

2.T2 .K H .  u2 m  1
bw .u2 m .d

2

w1

 274.1, 764.0,864

2.451015,12.1,17  2,59  1
100.2,59.1112

 455, 03MPa

7. Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc:

 H '   H .ZV .Z R .K H
 H    H lim  481,82MPa
v  0, 453  5m / s
 Zv  1

Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia
công đạt dộ nhám Rz = 10 ÷ 40 μm
 ZR = 0,95
Với da < 700 mm
 KxH = 1
 [ζH ]’ = 481,82.1.0,95.1 = 457,73 (MPa)
Ta thấy ζH < [ζH ]’ nên thoả điều kiện tiếp xúc.
8.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
ứng suất uốn cho phép:

SVTH: Trần Kim Sang

25

MSSV: G0904534