Đồ Án Thiết Kế Máy Đại Học Bách Khoa TP.HCM (Kèm Bản Vẽ Autocad Full)

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA KỸ THUẬT GIAO THÔNG
----------------------------

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD:

DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:

PHẠM ĐÀM ANH TUẤN

MSSV:

G0903121

LỚP:

GT09OTO2

TPHCM, THÁNG 5 NĂM 2012


MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ
sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến

thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả
năng làm việc , thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy , chọn cấp chính
xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới
về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi
thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp
sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động thùng trộn gồm có hộp giảm tốc bánh
răng trụ hai cấp đồng trục và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện
thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến thùng trộn.

Đề số 4:THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án :7


Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2nối trục đàn hồi; 3- hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục; 4- bộ truyền
xích ống con lăn; 5- thùng trộn.
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục thùng trộn, P=9,5 (kw)
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n=42(v/p)
Thời gian phục vụ, L=6 năm
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 250 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T1= T
; T2= 0,7T
t1= 36 giây
; t2 =15 giây
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 bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.

2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
a. Tính toán các bộ truyền hở (đai hoặc xích).
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, bulông và các chi tiết phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép
4. Tài liệu tham khảo.
PHẦN I:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN:
1. Xác định công suất động cơ:
Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có công suất động cơ:

n

Ptd =Pmax.

T

( i ) 2 .t i
∑
i=1 Tmax
n

ti
∑
i=1

=9,5.

12 .36+0,7 2 .15
=8,7586(kW)
36+15

Theo công thức (2.14) trang 20Sách tính tóan thiết kế dẫn động cơ khí Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển(

[I] )

Hiệu suất chung của hệ thống:
2
ηc = η x .ηbrn
.ηbrc .ηol4 .ηkn ( theo công thức (2.9) trang 20 [I])

Từ bảng 2.3 trang 19 [I] ta có:
ηkn = 0,96

Hiệu suất của khớp nối
ổ lăn
Hiệu suất của
Hiệu suất của bộ truyền xích

ηol = 0,99

ống con lăn

Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ răng nghiêng
2
4
Suy ra ηc = 0,95.0,96 .0,99 .0,96 = 0,8074

η x = 0,95

ηbrn = 0,96

Công suất cần thiết trên trục động cơ điện:
Pct =

Ptd 8, 7586
=
= 10,8479 ( KW )
ηc 0,8074
( theo công thức (2.8) trang 20 [I])

2. Chọn động cơ:
Dựa vào bảng 2.4 trang 21 [I] :
Chọn tỷ số truyền bộ truyền xích u x = 3 , chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc uh = 11
tỉ số truyền chung : ut = 3.11 = 33
Số vòng quay trục công tác : n = 42 vòng/phút


Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = 42.33 = 1386 (vòng/phút)
Động cơ được chọn phải có công suất Pđc và số vòng quay đồng bộ thỏa điều

kiện :
P đc ≥ Pct và nđb> nsb
Dựa vào bảng P1.3 trang 236 [I] :
Ta chọn động cơ4A160S4Y3, Pdc=15 kW, ndb= 1460vg/ph
I.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP

ĐỒNG TRỤC:
1. Tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của cả hệ thống:
ut = u x .ugt =

ndc 1460
=
= 34, 76
nt
42

Đối với hộp giảm tốc đồng trục ta dùng cách phân uh cho các cấp theo công thức:
uI = uII = uh = 11 = 3,32


Tỷ số truyền của bộ truyền xích là :
ux =

ut 34, 76
=
= 3,16
uh
11

2. Công suất,moment và số vòng quay trên các trục:
Công suất:
Pmax = 9,5 ( kW )

Pmax
9,5
=
= 10,1(kW )
nol .nx 0,99.0,95
P
10,1
PII = ΙΙΙ =
= 10,63(kW )
nbr .nol 0,96.0,99
P
10,63
PI = ΙΙ =
= 11,18(kW )
nbr .nol 0,96.0,99
P 11,18
Pdc = Ι =
= 11, 65 (kW )
nkn 0,96
PIII =

Số vòng quay:


ndc = 1460(v / p)
nI = ndc = 1460(v / p)

n 1460
nII = I =
= 440(v / p)
uI 3,32
n
440
nIII = II =
= 133(v / p)
uII 3,32
nlv =

nIII 133
=
= 42(v / p)
u x 3,16
Moment:
T1 =

9,55.106.PI 9,55.106.11,18
=
= 73129( Nmm)
nI
1460

T2 =

9,55.106.PII 9,55.106.10,63
=
= 230719( Nmm)
nII

440

T3 =

9,55.106.PIII 9,55.106.10,1
=
= 725226( Nmm)
nIII
133

9,55.106.Pmax 9,55.106.9,5
Tlv =
=
= 2160119( Nmm)
nlv
42

Bảng thông số chung :
Trục
Thông số
Công suất P(kW)
Tỷ số truyền u
Số vòng quay n(v/p)
Moment T(Nmm)

Động cơ

Trục 1

11,65

11,18
1

1460

Trục 2
10,63
3,32

1460
73129

3,16
133
725226

PHẦN II:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
A/ TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Số liệu tính toán :
Công suất

10,1 kW

Số vòng quay bánh dẫn

133 v/p

tải
9,5

10,1
3,32

440
230719

Trục băng

Trục 3

42
2160119


Tỉ số truyền

3,16

Điều kiện làm việc

-

Quay một chiều , làm viêc 2 ca .

-

Tải va đập nhẹ , bôi trơn nhỏ giọt .

-

Trục đĩa xích điều chỉnh được .

Tính toán thiết kế :
1) Chọn loại xích ống con lăn badãy .
2) Số răng đĩa xích dẫn:

Z1 = 29 − 2.u x = 29 − 2.3,16 = 22, 68 > 19

Chọn Z1 là số nguyên lẻ nên Z1=23 (răng)



Z 2 = u x .Z1 = 3,16.23 = 72,68

Chọn Z 2 = 72 < Z max = 120 ( theo công thức (5.1) trang 80[I])

3) Hệ số điều kiện sử dụng xích:
Theo công thức (5.22) trang 181 sách Chi Tiết Máy – Nguyễn Hữu Lộc [III]

K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv
Kr =1,2

Hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ .

Ka =1

Hệ số ảnh hưởng khỏang cách trục với a=(30 ÷50)pc

K0 =1

Hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang

Kdc =1

Hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích .

Kb =1

Hệ số điều kiện bôi trơn , bôi trơn nhỏ giọt .

Klv =1,12

Hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca .

Nên K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv =1,344
Kn =

n01 200
=
= 1,5
n1 133

Kz =

25 25
=
= 1, 09
Z1 23

Ta có hệ số vòng quay
Với n01= 200 tra từ bảng 5.5 trang 81 [ I ]
Và hệ số răng đĩa xích :
Hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy : Kx = 2,5
4) Công suất tính toán :
Pt =

K .K n .K z .P 1,344.1,5.1, 09.10,1
=
= 8,9( kW )
Kx
2,5

Theo bảng 5.5 trang 81 [ I ] ứng với công suất cho phép [P] > Pt


Số vòng quay thực nghiệm n01= 200 (v/p) nên bước xích pc= 25,4(mm)
5) Kiểm tra số vòng quay tới hạn: ứng với bước xích pc=25,4mm .
Tra từ bảng 5.8 trang 83 [I] ta có ntới hạn = 800(v/p) > nbộ truyền = 133 (v/p)
Ta thấy bước xích vừa chọn trên thỏa mãn .
6) Kiểm nghiệm bước xíchtheo công thức 5.26 trang 183 [III]
pc ≥ 600. 3

P.K
Z1.n1[ Po].K x

Tra bảng 5.3 trang 181 [III] , ta chọn [P0] = 30 ( MPa )
pc ≥ 600. 3

Suy ra

10,1.1,344
= 23, 4(mm)
23.133.30.2,5

Nên bước xích đã chọn pc=25,4 mm thỏa mãn điều kiện trên .
7) Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :
o

Vận tốc trung bình của xích :
v=

n1. pc .Z1 133.25, 4.23
=
= 1,3( m / s)
60000
60000

Ft =

1000.P 1000.10,1
=
= 7769, 23( N )
v
1,3

o

Lực vòng có ích :

o

Chọn khỏang cách trục sơ bộ :
Theo công thức 5.11 trang 84 [I] , a = (30...50) pc
Nên chọn a = 40.pc = 40.25,4 = 1016 (mm)

o

Số mắt xích : (theo công thức 5.12 trang 85 [I])
2

2

2a Z1 + Z 2  Z 2 − Z1  pc
23 + 72  72 − 23  1
X=
+
+
+
÷ . = 2.40 +
÷ . = 129, 02( mm)
pc
2
2
 2π  a
 2π  40

Ta chọn X = 130 mắt xích .
Chiều dài xích :(theo công thức 5.8 trang 175 [III])
Ta có L = X.pc = 130.25,4 = 3302 (mm)

Ta tính khỏang cách trục chính xác (theo công thức 5.13 trang 85
o

[I])
2
2 

Z1 + Z 2
Z1 + Z 2 

 Z 2 − Z1  

a = pc .0, 25 X −
+ X −
÷ − 8
÷
2
2 


 2π  


2
2


23 + 72
23 + 72 


 72 − 23  
a = 25, 4.0, 25 130 −
+ 130 −
−
8
÷

÷ = 1028, 7 mm
2
2 
2π  







Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khỏang cách trục
xuống một đọan bằng ∆a = (0, 002 ÷ 0, 004) a
Do đó ta có khỏang cách trục tính tóan là :
a = 1028, 7.(1 − 0, 003) = 1025, 6(mm)

Lực tác dụng lên trục : Frx= Km. Ft = 1,15.7769,23 = 8934,6(N)
Theo công thức 5.20 trang 88[I] và Km=1,15 là hệ số trọng lượng xích
ứng với bộ truyền xích nằm ngang .
o

o

Đường kính đĩa xích : ( theo công thức 5.17 trang 86 [I] )
 Bánh dẫn :
d1 =



pc
25, 4
=
= 186,5(mm)
π
π
sin( ) sin( )
Z1
23

Bánh bị dẫn :
d2 =

pc
25, 4
=
= 582,3( mm)
π
π
sin( ) sin( )
Z2
72

8) Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây :

Theo công thức 5.14 và bảng 5.9 trang 85 [I], ta có :
i=

Z1.n1 23.133
=
= 1, 6 < [i ] = 25
15. X 15.130
( thỏa điều kiện )

9) Kiểm tra xích theo hệ số an tòan :

Theo công thức 5.15 trang 85 [I] , ta có :
s=

Q
≥ [ s]
kđ Ft + Fv + Fo

Trong đó :
o Q= 170,1kN – tải trọng phá hủy cho phép của xích .
( tra bảng 5.2 trang 78 [I] )
k ≈1
o Ft= 7769,23 N - lực trên nhánh căng , d
2
2
o Fv= qm.v = 7,5.1,3 = 12,7(N)
Với qm = 7,5 (kg/m) – khối lượng 1m xích .
( tra bảng 5.2 trang 78 [I] )
o F0 -lực căng ban đầu .

F0 = Kf .a .qm .g= 6.1,0256.7,5.9,81= 452,8 (N)
(Theo công thức 5.16 trang 85 [I] )
Với Kf = 6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm ngang.
o [s] = 8,2 – hệ số an tòan cho phép (tra bảng 5.10 trang 86 [I])


Q
170100
=
= 20,7 ≥ [ s ] = 8,5
kđ Ft + Fv + Fo 7769, 23 + 12,7 + 452,8

s=



Suy ra
Thỏa điều kiện

B/ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC
Số liệu thiết kế :
Chế độ tải

Điều kiện làm việc

T1=T

T2=0,7T

t1=36s

t2=15s

-

Quay một chiều , làm viêc 2 ca .

-

1 năm làm việc 250 ngày,1 ca làm việc 8 giờ

-

Tải va đập nhẹ .

Tính tóan thiết kế :

1)

B.1CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
Chọn vật liệu :

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế
,theo bảng 6.1 trang 92 [I], ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Thép 45 tôi cải thiện

Độ rắn HBI = 241÷285

σbI = 850MPa

σchI = 580MPa

Thép 45X tôi cải thiện

Độ rắn HBII = 192÷240

σbII = 750MPa

σchII = 450MPa

Bánh nhỏ

Bánh lớn

Phân tỉ số truyền Uh =11 ,ta được u1=u2=3,32
2)

Xác định ứng suất tiếp xúc :

-

Chọn độ rắn bánh nhỏ : HBI = 250

-

Chọn độ rắn bánh lớn : HBII = 210
Theo bảng 6.2 trang 94 [I] :
σ Ho lim = 2 HB + 70

S H = 1,1

σ Fo lim = 1,8HB

S F = 1, 75

Bánh nhỏ :

σ Ho lim1 = 2.250 + 70 = 570 ( MPa )
σ Fo lim1 = 1,8.250 = 450 ( MPa )


Bánh lớn :

σ Ho lim 2 = 2.210 + 70 = 490( MPa)
σ Fo lim 2 = 1,8.210 = 378( MPa)

3)

Số chu kỳ làm việc cơ sở :
Theo công 6.5 trang 93 [I],ta có :
N HO = 30 H 2,4
HB

N HO1 = 30.2502,4 = 1,7.107

( chu kỳ )

N HO2 = 30.2102,4 = 1,12.107

4)

Số chu kỳ làm việc tương đương :
Theo công thức 6.7 trang 93 [I], ta có :
N HE = 60c.∑ (

Ti m2H
) .ni .ti
Tmax

Trong đó :
mH = 6 –bậc của đường cong mỏi .
Lh = 250 x 8 x 6 x 2 = 24000giờ .
c = 1 : số lần ăn khớp trong một vòng quay
Suy ra :
 T 3 36  0, 7T 3 15 
N HEi = 60.c.ni .Lh .  ÷ . + 
÷. 
 T  51  T  51 
15 
 36
N HE1 = 60.1.1460.24000.  + 0, 73. ÷ = 16,9.108
51 
 51
15 
 36
N HE2 = N HE3 = 60.1.440.24000.  + 0, 7 3. ÷ = 5,11.108
51 
 51
15 
 36

N HE4 = 60.1.133.24000.  + 0, 7 3. ÷ = 1,55.108
51 
 51

Vì NHE1>NHO1nênKHL1 = 1
NHE2>NHO2nênKHL2 = 1

5)

Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:

( Chu kỳ)


Theo công thức 6.1a trang 93 [I] ,ta có :

[ σ H ] = σ Ho lim .

K HL
SH

Tra bảng 6.2 trang 94 [I], ta có: SH1=1.1

SH2=1.1

1
= 518, 2( MPa)
1,1
1
[σ H ]II = 490. = 445,5( MPa)

1,1
[σ H ]I = 570.

o

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng:

Theo công thức 6.12 trang95 [I] , ta có
[σ H ] =

[σ H ]I + [σ H ]II 518, 2 + 445,5
=
= 481,85( MPa )
2
2

Ta có 1, 25[σ H ]min = 1, 25[σ H ]II = 1, 25.445,5 = 556,88( MPa)


[σ H ] < 1, 25[σ H ]min
o

(thỏa điều kiện)

Với cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng (tương tự như trên)

Do NHE4> NHO nên KHL = 1


[σ H ]' =

[σ H ]I + [σ H ]II 518, 2 + 445,5
=
= 481,85( MPa) < 1, 25[σ H ]min
2
2



Thỏa điều kiện

6)

Ứng suất uốn cho phép:
Theo công thức 6.8 trang 93 [I] , ta có :
mF

N FE

 T 
= 60.c.∑  i ÷ .ni .ti
 Tmax 

Với mF=6
15 
 36
N FE1 = 60.1.1460.24000.  + 0, 7 6. ÷ = 15,57.108 (chu ky)
51 
 51
15 

 36
N FE 2 = 60.1.440.24000.  + 0, 7 6. ÷ = 4, 69.108 ( chu ky)
51 
 51

Và NFO = 4.106 (đối với tất cả các loại thép)
NênNFE1> NFO
NFE2> NFO

suy ra

KFL1 = 1

suy ra

KFL2 = 1

Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1
Theo công thức 6.2a trang 93 [I] , ta có :


[σF ] =

σ Fo lim .K FL .K FC
SF

450.1.1
= 257,1( MPa )
1, 75
378.1.1

=
= 216 ( MPa )
1, 75

[ σ F1 ] =
[σF2]

Theo công thức 6.13 trang 95 [I] và công thức 6.14 trang 96 [I] , ứng suất
quá tải cho phép:

[ σ H ] max = 2,8σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 MPa
[ σ F1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464 MPa
[ σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa
B.2TÍNH TOÁN CẤP CHẬM BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
RĂNG NGHIÊNG
1)

Số liệu :
T3= 725226 Nmm

2)

Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a trang 96 [I] , ta có :
aw = K a . ( u2 + 1)

Với:

3

T3 .K H β

[σH ]

2

.u2 .ψ ba

T3 = 725226 Nmm

Tra bảng 6.6 trang 97 [I], ta được Ψba = 0,32
Theo công thức 6.16 trang 97 [I] ta có :
Ψbd = 0,53. Ψba.(u+1) = 0,53.0,32.(3,32+1) = 0,92
Tra bảng 6.5 trang 96 [I] với bánh răng nghiêng ta được Ka = 43
Tra bảng 6.7 trang 98 [I] ta được KHβ = 1,11

Nên

aw = 43. ( 3,32 + 1)

3

725226.1,11
= 250,3( mm)
481,852.3,32.0,32

Theo giá trị tiêu chuẩn trang 99 [I] ta chọn aw = 250 (mm)
3)

Xác định các thông số ăn khớp:

o

Modun:

Theo công thức 6.17 trang 97 [I] ta có :


m = (0,01÷0,02).aw = 2,5÷5 (mm)
Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn m = 3 (mm)
0
0
Đối với bánh răng nghiêng 20 ≥ β ≥ 8

cos80 ≥

mn z3 ( u + 1)
2 aw

≥ cos 200



2aw cos80
2a cos 200
≥ z3 ≥ w
mn ( u + 1)
mn ( u + 1)



2.250.cos80
2.250.cos 20 0
≥ z3 ≥
3. ( 3,32 + 1)
3. ( 3,32 + 1)



38,2 ≥ z3 ≥ 36,3

Chọn z3 = 37răng


z4 = u.z3 = 3,32 .37 = 122,84(răng)

Chọn z4= 123 răng
Số răng tương đương : Zt = Z3 + Z4 = 37+123 = 160(răng)



4)

 m.Z t 
 3.160 
β = arcos 
= 16,30
 = arcos 

2.
a

2.250


 w

Thỏa điều kiện 80 ≤ β ≤ 200
Tỉ số truyền thực :
u2 m =
Ta có :

Z 4 123
=
= 3, 32
Z 3 37

3,32 − 3,32
.100% = 0%
3,32
Sai lệch so với trước:
5)

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 trang 105 [I] , ta có:
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ H = Z M .Z H .Zε .

2T3 .K H . ( u2 m + 1)
bwu2 m .d w2 2

Trong đó :

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


ZH =

Theo công thức 6.34 trang 105 [I] ta có :

2.cos βb
sin ( 2α tw )

Ở đây : tg βb = cos α t .tg β (công thức 6.35 trang 105 [I])
Với

αt : góc profin răng
αtw : góc ăn khớp

Theo TCVN1065 – 71,α = 200(từ bảng 6.11 trang 104 [I] )
 tg 200 
 tgα 
α t = α tw = acrtg 
=
acrtg
= 20,80

÷
0 ÷
 cos β 
 cos16,3 



βb = arctg [ cos α t .tg β ] = arctg cos(20,80 ).tg (16,30 )  = 15,30

Nên

ZH =

2.cos15,30
= 1, 7
sin(2.20,80 )

Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng .
Chọn ψba= 0,4từ bảng 6.6 trang 97 [I]
Chiều rộng vành răng :(theo công thức trang 108 [I])
bw =aw.ψba = 250.0,32 = 80 (mm)
Hệ số trùng khớp dọc:(theo công thức 6.37 trang 105 [I] )
εβ =

Vì εβ> 1 nên

Zε =

bw .sin β 80.sin(16,30 )
=
=3
π .m
π .3
1
εα

(theo công thức 6.36c trang 105 [I])


 1
1 

1 
 1
0
ε α = 1,88 − 3, 2.  + ÷ .cos β = 1,88 − 3, 2.  +
÷ .cos16,3 = 1, 7
 37 123  

 Z3 Z 4  

Với

(theo công thức 6.38b trang 105 [I] )
1
= 0, 77
1, 7

Zε =
Suy ra

KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc .
Theo công thức 6.39 trang 106 [I] , ta có :

K H = K H β .K H α . K Hv

Trong đó :
KHβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng răng.
Từ bảng 6.7 trang 98 [I] , ta có KHβ = 1,11


Theo công thức 6.40 trang 106 [I],ta có vận tốc vòng
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

dw =

v=

π .d w .nIII
6.104

2.aw
2.250
=
= 115, 7 (mm)
u2 m + 1 3, 32 + 1

(theo công thức ở bảng 6.11 trang 104 [I] )
Nên

v=

π .115, 7.133
= 0,8 ( m / s )
6.104

Từ bảng 6.13 trang 106 [I] với v<4 ta chọn cấp chính xác là 9.
Từ bảng 6.14 trang 107 [I] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải
trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:KHα = 1,13 và KFα = 1,37.
KHV- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo công thức 6.41 trang 107 [I] , ta có :
K HV = 1 +

vH .bw .d w
2.T3 .K H β .K H α

vH = δ H .g o .v.
Trong đó :

aw
u2 m

(theo công thức 6.42 trang 107 [I] )

Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [I]:
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, 002.73.0,8.


K HV = 1 +



250

= 1,01
3,32

1, 01.80.115, 7
=1
2.725226.1,11.1,13

K H = 1,11.1,13.1 = 1, 25

Vậy ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt răng:
σ H = Z M .Z H .Z ε .


2T3 .K H . ( u2 m + 1)
2 × 725226 ×1, 25 × ( 3, 32 + 1)
= 274 ×1, 7 × 0, 77 ×
2
bwu2 m .d w
80 × 3,32 ×115, 7 2

σ H = 476,1(MPa)

Ta thấy σH< [σH ]=481,85 nên thoả điều kiện tiếp xúc.
6)

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:


Theo công thức 6.43 trang 108 [I] :

σF =

2.YF .T3 .K F β .K FV .K Fα .Yε .Yβ
d w .bw .m2

Hệ số dạng răng YF:
Số răng tương đương:
Z3
37
=
= 41,8
3
3
cos β cos (16, 30 )
Z v 3 = 42
Z4
123
Zv4 =
=
= 139,1
3
3
0
Z = 139 (răng)
cos β cos (16,3 )
=> v 4
Zv3 =

Từ bảng 6.18 trang 109 [I] ta có:
Đối với bánh dẫn: YF3 = 3,7

Đối với bánh bị dẫn: YF4 = 3,6
Từ bảng 6.7 trang 98 [I] (sơ đồ 4): KFβ = 1,23
Từ bảng 6.14 trang 107 [I] ta có : KFα = 1,37
Từ bảng 6.15, 6.16 trang 107 [I] ta có:δF = 0,006 và go = 73
Yε

Yβ

Yε =
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

- hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

vF = δ F .g 0 .v.
Với

K Fv = 1 +


σ F3 =


1
1
=
= 0, 6
ε α 1, 7

Yβ = 1 −

β
16,3
= 1−
= 0,88
140
140

aw
250
= 0, 006.73.0,8.
=3
u2 m
3,32

vF .bw .d w
3 ×100 ×115, 7
= 1+
= 1, 01
2.T3 .K F β .K Fα
2 × 725226 ×1, 23 ×1,37

2 × 3, 7 × 725226 ×1, 23 × 1, 01×1,37 × 0, 6 × 0,88
= 138,9 ( MPa )
115, 7 × 80 × 3

Ta thấy σF3< [σF3 ] (thoả)
Và


σ F4 = σ F3

YF 4
3, 6
= 138,9.
= 135,1( MPa )
YF 3
3, 7

σF4 < [σ F4 ]

Vậy bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn .

7)

Các thông số hình học của bộ truyền:
Khoảng cách trục

aw = 250 mm


Modun

m=3

Chiều rộng vành răng

bw = 80

Tỉ số truyền thực

u2 = 3,32

Góc nghiêng răng

β = 16,30

Số răng bánh răng

Z3 =37 ; Z4 = 123

Hệ số dịch chỉnh

x1 =0 ; x2 = 0

Đường kính vòng chia

Đường kính vòng đỉnh

Z 3 .m
37.3
=
= 115, 6 mm
cos β cos16,30
Z .m
123.3
d4 = 4 =
= 384, 5mm
cos β cos16,30
d3 =

d a 3 = d 3 + 2.mn = 115, 6 + 2.3 = 121, 6 mm
d a 4 = d 4 + 2.mn = 384,5 + 2.3 = 390,5mm

Đường kính vòng đáy

d f 3 = d3 − 2,5.mn = 115, 6 − 2,5.3 = 108,1 mm
d f 4 = d4 − 2,5.mn = 384, 5 − 2,5.3 = 377 mm

8)

Giá trị các lực:
Bánh dẫn cấp chậm :
•

Lực vòng:
Ft 3 =

•

2.T3 2.725226
=
= 12536,3 ( N )
dw
115, 7

Lực hướng tâm:
Fr 3 = Ft 3 .

1)

tgα tw
tg 20,80
= 12536, 3.
= 4961,5 ( N )
cos β
cos16,30

B.3 TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
RĂNG NGHIÊNG
Số liệu :
Công suất

P = 11,18 kW

Số vòng quay bánh dẫn

n1=1460 v/p

Moment xoắn

TI = 73129 Nmm

Tỷ số truyền

uI = 3,32

Tuổi thọ

L = 6 năm

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng giống như cấp chậm

2)

Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a trang96 [I] , ta có :
aw = K a . ( u1 + 1)

3

T1.K H β

[σH ]

2

.u1.ψ ba

Do đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên aw =250mm.
3)

Xác định các thông số ăn khớp:
Modun và góc nghiêng răng:
Ta có : m = (0,01÷0,02).aw = 2,5÷5 (mm)
Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của

bánh răng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh m = 3mm.
(Không chọn m < 1,5 ÷2 nếu không khi quá tải răng sẽ bị gãy)

Điều kiện góc nghiêng răng : 8o ≤ β ≤ 20o
Z1 =
Với

2aw .cos β
m. ( u1 + 1)



2aw .cos β max
2a .cos β min
≤ Z1 ≤ w
m. ( u1 + 1)
m. ( u1 + 1)



2.250.cos 200
2.250.cos80
≤ Z1 ≤
3. ( 3,32 + 1)
3. ( 3,32 + 1)



38, 2 ≥ Z1 ≥ 36,3

Chọn Z1 = 37(răng)
Z2 =Z1 .u1 = 37.3,32 = 122,8 , chọn Z2=123 (răng)
Số răng tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 37+123 =160(răng)

Cos β =

4)

 m.Z t 
m.Z t
 3.160 
0
=> β = ar cos 
÷ = ar cos 
÷ = 16,3
2.aw
 2.250 
 2.aw 

Thỏa điều kiện 80 ≤ β ≤ 200

Tỉ số truyền thực :
u1m =

Z 2 123
=
= 3,32
Z1 37


3,32 − 3,32
.100% = 0%
3,32
Sai lệch so với trước:

5)

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 trang 105 [I] , ta có:
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ H = Z M .Z H .Zε .

2TI .K H . ( u1m + 1)
bwu1m .d w21

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

Theo công thức 6.34 trang 105 [I] ta có :

2.cos βb
sin ( 2α tw )

Ở đây : tg βb = cos α t .tg β (công thức 6.35 trang 105 [I])
Với

αt : góc profin răng
αtw : góc ăn khớp

Theo TCVN1065 – 71 , α = 200(từ bảng 6.11 trang 104 [I] )
 tgα
α t = α tw = acrtg 

 cos β


 tg 200 

=
acrtg
= 20,80

÷
0 ÷
cos16,3




βb = arctg [ cos α t .tg β ] = arctg cos(20,80 ).tg (16,30 )  = 15, 30

Nên

2.cos15,30
ZH =
= 1, 7
sin(2.20,80 )

Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng .
Chọn ψba= 0,3từ bảng 6.6 trang 97 [I]
Chiều rộng vành răng :(theo công thức trang 108 [I])
bw = aw.ψba = 250 . 0,3 = 75 (mm)
Hệ số trùng khớp dọc: (theo công thức 6.37 trang 105 [I] )

bw .sin β 75.sin(16,30 )
εβ =
=
= 2, 2
π .m
π .3


Vì εβ> 1 nên

Zε =

1
εα

(theo công thức 6.36c trang 105 [I])


 1
1 

1 
 1
0
ε α = 1,88 − 3, 2.  + ÷ .cos β = 1,88 − 3, 2.  +
÷ .cos16,3 = 1, 7
 37 123  

 Z1 Z 2  


Với

(theo công thức 6.38b trang 105 [I] )
1
= 0, 77
1, 7

Zε =
Suy ra

KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc .
Theo công thức 6.39 trang 106 [I] , ta có :

K H = K H β .K H α . K Hv

Trong đó :
KHβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng răng.
Theo công thức 6.16 trang 97 [I] ta có :
Ψbd = 0,53. Ψba.(u+1) = 0,53.0,3.(3,32+1) = 0,7
Từ bảng 6.7 trang 98 [I] , ta có KHβ = 1,05
Theo công thức 6.40 trang 106 [I],ta có vận tốc vòng
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

d w1 =

v=

π .d w1.nI
6.104

2.aw
2.250
=
= 115, 7( mm)
u1m + 1 3,32 + 1

(theo công thức ở bảng 6.11 trang 104 [I] )
Nên

v=

π .115, 7.1460
= 8,8 ( m / s )
6.104

Từ bảng 6.13 trang 106 [I] với v< 15 ta chọn cấp chính xác là 8.
Từ bảng 6.14 trang 107 [I] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải
trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KHα = 1,13 và KFα = 1,37.
KHV- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo công thức 6.41 trang 107 [I] , ta có :
K HV = 1 +

vH .bw .d w1
2.TI .K H β .K H α

vH = δ H .g o .v.
Trong đó :

aw
u1m

(theo công thức 6.42 trang 107 [I] )


Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [I]:
δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
go = 56 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng.
vH = 0, 002.56.8,8.


K HV = 1 +



250
= 8, 6
3,32

8, 6.75.115, 7
= 1, 43
2.73129.1, 05.1,13

K H = 1, 05.1,13.1, 43 = 1, 7

Vậy ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt răng:
σ H = Z M .Z H .Zε .


σ H = 203, 6( MPa)
σ H < [ σ H ] nên bánh răng thiết kế thoả điều kiện tiếp xúc

Vì
6)

2TI .K H . ( u1m + 1)
2 × 73129 ×1, 7 × ( 3,32 + 1)
= 274 ×1, 7 × 0, 77 ×
2
bwu1m .d w1
75 × 3,32 ×115, 7 2

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 trang 108 [I] :

σF =

2.YF .TI .K F β .K FV .K Fα .Yε .Yβ
d w1.bw .m

Bảng 6.7 trang 98 [I] (sơ đồ 5)với

KFβ =1,12

ψbd =0,7
Bảng 6.14 trang 107 [I] cấp chính

KFα = 1,37

xác là 8, v< 10 m/s

δF = 0,006

Bảng 6.15 trang 107 [I]

go = 56

Bảng 6.16 trang 107 [I]

vF = δ F .g 0 .v.
Với

K Fv = 1 +



aw
250
= 0, 006.56.8,8.
= 25, 7( m / s)
u1m
3,32

vF .bw .d w1
25, 7 × 75 × 115, 7
=1+
=2
2.TI .K F β .K Fα
2 × 73129 ×1,12 ×1, 37

K F = K F β .K Fα .K Fv = 1,12.1,37.2 = 3,1

Yε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Yε =

1
1
=
= 0, 6
ε α 1, 7


Yβ

- hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

Yβ = 1 −

β
16,3
= 1−
= 0,88
140
140

YF1 , YF2 : hệ số dạng răng bánh 1 , 2
Số răng tương đương :
ZV 1 =

Z1
37

=
= 41,8
3
3
cos β cos ( 16,30 )

ZV 2 =

Z2
123
=
= 139,1
3
3
cos β cos ( 16,30 )

ZV 1 = 42

=> ZV 2 = 139 (răng)

Từ bảng 6.18 trang 109 [I] ta có:
Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,7
Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,6
σ F1 =


2 × 3, 65 × 73129 ×1,12 × 2 × 1,37 × 0, 6 × 0,88
= 33, 2 ( MPa )
115, 7 × 75 × 3
YF 1

3, 7
= 33, 2.
= 34,1( MPa )
YF 2
3, 6

σ F 2 = σ F1


σ F1 < [ σ F1 ]


σ F 2 <[ σ F 2 ]

Vậy các bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn .
7)

Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo công thức 6.48 trang 110 [I], ta có :
σ Hmax = σ H . Kqt ≤ [ σ H ] max

Trong đó :
Theo công thức 6.33 trang 105 [I] , ta có:
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ H = Z M .Z H .Zε .


2TI .K H . ( u1m + 1)
bwu1m .d w21

σ H = 203, 6( MPa) (đã tính ở mục B3.5 )

Theo công thức cuối trang 109 [I] với

K qt =

Tmax
T (hệ số quá tải )

Tra bảng P1.3 trang 236 [I] , động cơ 4A160S4Y3 với :
P=15kW

n=1460v/p

K qt =

Tmax
= 2, 2
Tdn


Theo công thức 6.13 trang 95 [I] , ta có :

[ σ H ] max = 2,8σ ch = 2,8.580 = 1624( MPa)


σ Hmax = 203, 6. 2, 2 = 302(MPa) ≤ [ σ H ] max

(thỏa)

Theo 6.49 trang 110 [I] , ta có :
σ Fmax = σ F .K qt ≤ [ σ F ] max

Trong đó :
Theo công thức 6.43 trang 108 [I] :

σF =

2.YF .TI .K F β .K FV .K Fα .Yε .Yβ
d w1.bw .m

σ F 1 = 33, 2 ( MPa )
σ F 2 = σ F1


K qt =

Tmax
= 2, 2
Tdn

YF 1
= 34,1( MPa )
YF 2
(đã tính ở mục B3.6 )

(đã tra ở trên )

Theo công thức 6.14 trang 96 [I] , ta có :

[ σ F 1 ] max = 0,8.σ ch = 0,8.580 = 464( MPa)
[ σ F 2 ] max = 0, 6.σ ch = 0, 6.580 = 348( MPa)
σ F 1max = σ F 1 .Kqt = 33, 2.2, 2 = 73, 04( MPa ) < [ σ F 1 ] max = 464

σ F 2max = σ F 2 .Kqt = 34,1.2, 2 = 75, 02( MPa) < [ σ F 2 ] max = 348

Các thông số hình học của bộ truyền:
Khoảng cách trục

aw = 250 mm

Modun

m=3

Chiều rộng vành răng

bw = 75

Tỉ số truyền thực

u1 = 3,32

Góc nghiêng răng

β = 16,30

Số răng bánh răng

Z1 =37 ; Z2 = 123

Hệ số dịch chỉnh

x1 =0 ; x2 = 0

Đường kính vòng chia

mn .Z1
3.37
=
= 115, 6 mm
cos β cos16,30
m .Z
3.123
d2 = n 2 =
= 384,5 mm
cos β cos16, 30
d1 =

(thỏa)


Đường kính vòng đỉnh

d a1 = d1 + 2.mn = 115, 6 + 2.3 = 121, 6 mm
d a 2 = d 2 + 2.mn = 384,5 + 2.3 = 390,5mm

Đường kính vòng đáy

d f 1 = d1 − 2,5.mn = 115, 6 − 2,5.3 = 108,1 mm
d f 2 = d 2 − 2,5.mn = 384, 5 − 2,5.3 = 377 mm

8)

Giá trị các lực :

Bánh dẫn cấp nhanh:
•

Lực vòng:

Ft1 = 2.
•

T1
2T 2.73129
= 1=
= 1264,1( N )
d w1 d w1
115, 7

Lực hướng tâm:

Fr1 = Ft1.

•

tgα tw
cos β

= 1264,1.

tg 20,80
= 500,3 ( N )
cos16,30

Lực dọc trục:

Fa1 = Ft1.tg β = 1264,1.tg16, 30 = 369, 6 ( N )

B.4 KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU
Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:


Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,7 ÷ 2) chiều cao răng h2 (

h2 =

(

d a2 − d f2 )
2
)của

bánh răng 2 ( nhưng ít nhất là 10mm)


Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất h max – h min = 10 ÷ 15mm

d a4
 Mức dầu cao nhất không đựơc ngập quá 1/3 bán kính bánh răng ( 6 )

Ta có h2 = 6,75mm
Tổng hợp các điều kiện trên để dảm bảo điều kiện bôi trơn phải thoả mãn bất
đẳng thức sau:
1
1
H = .d a2 − 13 − ( 10...15 ) > d a4
2
3


1
1
H = .390,5 − 13 − 10 = 172, 25 > .390,5 = 130
2
3
(thỏa điều kiện bôi trơn).