Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Phương Án Số 15)

Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801
MỤC LỤC

ĐỒ ÁN MÔN HỌC.................................................................................................................1
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.........................................3
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI MÁY.............................................................6
D.1.Chọn vật liệu :.................................................................................................................27
1)Chọn vật liệu trục và ứng suất cho phép [].........................................................................27
2)Xác định nối trục vòng đàn hồi:.........................................................................................28
D.2.Tính toán thiết kế trục:....................................................................................................29
1)Tính sơ bộ trục:...................................................................................................................29
2)Xác định khoảng cách các gối đỡ và các điểm đặt lực:......................................................29
3)Tải trọng tác dụng lên trục :................................................................................................31
CHỌN VÀ KIỂM TRA NỐI TRỤC ĐÀN HỒI....................................................................51
THIẾT KẾ VỎ HỘP..............................................................................................................52
CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC................................................................................................54
PHẦN III:CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP...................................................................................56
PHẦN IV: TÀI LIỆU THAM KHẢO...........................................................................................57

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Thiện Tính.
Ngành đào tạo: Ô tô – Máy Động Lực.
Giáo viên hướng dẫn: Dương Đăng Danh.
Ngày hoàn thành:

MSSV: G0902801.
Ký tên:
Ngày bảo vệ:

Đề số 2: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẨN ĐỘNG BĂNG TẢI
Phương án số 15

1


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

Hệ thống dẫn động băng tải gồm:
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh
răng trụ hai cấp khai triển; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- Băng tải.
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên băng tải F = 9000 (N)
Vận tốc băng tải 0,8 v(m/s)
Đường kính tang dẫn 500 D(mm)
Thời gian phục vụ 9 L(năm)
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8
giờ)
Chế độ tải: t1 = 45 s; t2 = 44 s; T1 = T; T2 = 0,7T
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, 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.
2


Đồ án Chi Tiết Máy
d.
e.
f.
3.
4.

Huỳnh Thiện Tính G0902801

Tính toán thiết kế trục và then.
Chọn ổ lăn và nối trục.
Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác.
Chọn dung sai lắp ghép.
Tài liệu tham khảo.

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN:
1. Hiệu suất truyền động:
η = ηkn .η 2 .η x .ηol2
br

ηkn= 0,99 : Hiệu suất khớp nối
ηbr= 0,98 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng
ηx= 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền xích
ηol= 0,99 : Hiệu suất truyền của 1 cặp ổ lăn

 η = 0,831
2. Xác định công suất động cơ:
2

Ptd= Pmax .

2

 T1 
 T2 
 ÷ .t1 +  ÷ .t2
T 
T 
t1 + t2
3


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

F .v 9000.9,8
=
= 7,2 (kw)
1000
1000
12.45 + (0, 7) 2 .44
 Ptd = 7,2.
= 6,227 (kw)
45 + 44

Mà Pmax =

-

Công suất cần thiết trên trục động cơ

Pct=
-

Pt
7, 2
=
≈ 7,49 (kW)
η 0,831

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
Số vòng quay của trục công tác
nlv =

60000.v 60000.0,8
=
≈ 30,558 (vòng/phút)
π .D
π .500

Tỷ số truyền uch = uh.ux
Chọn: uh = 8 là tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp
ux = 3 là tỷ số truyền của bộ truyền xích
 uch = 3 . 8 = 24

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv.nch = 30,558 . 24 = 733,392 (v/p)
3. Chọn động cơ
Pdc = 11 (kw), n = 730 (v/p)
Dựa vào bảng P1.3 trang 236 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí
Tập Một” của “Trịnh Chất và Lê Văn Uyển” ta chọn động cơ “4A160M8Y3 ”có
công suất là 11 KW và số vòng quay của trục chính là 730 ( Vòng/Phút ).
II.

PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP:
1. Tỷ số truyền:
Tỷ số truyền chung của hệ thống:
730
= 23,889
30,558
Đối với hộp giảm tốc u1 = 3,3; u2 = 2, 42 chọn từ bảng 3.1 trang 43 sách “ Tính
uch =

Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của “Trịnh Chất và Lê Văn
Uyển”
ux =

uch 23,889
=
= 2,986
uh
8

2. Tính toán công suất trên các trục
P3 = Pmax = 7, 2(kw)

P
7, 2
P2 = 3 =
= 7,99 (kw)
ηolη x 0,99.0,96

4


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

P2
7,99
=
= 8,24 (kw)
ηolηbr 0,99.0,98
P
8, 24
P1 = 2 =
= 8,49 (kw)
ηolηbr 0,99.0,98
P
8, 49
Pdc = 1 =
= 8,66 (kw)
ηolη kn 0,99.0,99
P1 =

3. Tính số vòng quay trên các trục
ndc = 730 (v/p)
n1 = ndc = 730 (v/p)
n1 730
=
= 221,212 (v/p)
u1 3,3
n2 221, 212
n3 = =
= 91,4 (v/p)
u2
2, 42
n3 91, 4
=
= 30,47 (v/p)
n4 =
u3
3

n2 =

4. Tính moment xoắn trên các trục
8, 49
≈ 111068 (Nmm)
730
9, 237
≈ 361732 (Nmm)
T2= 9.55 . 106 . = 9.55 . 106 .
221, 212
7,992

≈ 835050 (Nmm)
T3= 9.55 . 106 . = 9.55 . 106 .
91, 4
P4
7, 2
≈ 2256868 (Nmm)
T4= 9.55 . 106 .
= 9.55 . 106 .
n4
30, 47
Pdc
11
≈ 143904 (Nmm)
Tdc = 9.55 . 106 .
= 9.55 .106 .
ndc
730

T1= 9.55 . 106 . = 9.55 . 106 .

Động cơ
Công
suất
(kW)
Tỉ số truyền
Sốvòng quay
n
(vòng/phút)
Moment
xoắn T

(Nmm)

Trục 1

8,66

Trục 2

8,49
1

Trục 3

8,24
3,3

Trục băng tải

7,99
2,42

7,2
3

730

730

221

91

30

143904

111068

361732

835050

2256868

5


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI MÁY
A. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH:
Số liệu tính toán:
Công suất
7,99 kW
Số vòng quay bánh dẫn
91 v/p
Tỉ số truyền
3

Điều kiện làm việc
- Quay một chiều, làm việc 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 một dãy:
2) Số răng đĩa xích dẫn:
Z1 = 29 – 2.ux = 29 – 2.3 = 23 > 19
 Z2 = ux.Z1 = 3.23 = 69
 Chọn Z2 = 92 < Zmax = 120 ( theo công thức (5.1) trang 80 [I] )
6


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

3) Hệ số điều kiện sử dụng xích:
Theo công thức (5.4) trang 81 [I]
K = K0.Ka.Kđc.Kbt.Kđ Kc
K0 = 1
Hệ số kể đến ảnh hưởng của bố trí bộ truyền nằm ngang
Ka = 1
Hệ số kể đến khoảng cách trục với a = ( 30÷50)p
Kđc = 1
Hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích
Kbt = 1
Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
Kđ = 1
Hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ

Kc = 1,25
Hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca .
Nên K = 1,25
Ta có hệ số vòng quay K n =

n01 50
=
= 0,55
n1 91

Với n 01 = 50 tra từ bảng 5.5 trang 81 [I]
Và hệ số răng đĩa xích: K z =

25 25
=
= 1, 09
Z1 23

Hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: kx = 1
4) Công suất tính toán:
Pt =

K .K n .K z .P 1, 25.0,55.1, 09.7,99
=
= 5,99(kW )
Kx
1

Theo bảng 5.5 trang 81 [ I ] ứng với công suất cho phép [P] > Pt
Số vòng quay thực nghiệm n01= 20 (v/p) nên bước xích pc= 38,1(mm)

5) Kiểm tra số vòng quay tới hạn: ứng với bước xích pc=38,1 mm .
Tra từ bảng 5.8 trang 83 [I] ta có ntới hạn = 500 (v/p) > nbộ truyền = 91 (v/p)
Ta thấy bước xích vừa chọn trên thỏa mãn .
6) Kiểm nghiệm bước xích: theo công thức 5.26 trang 183 ”sách Cơ Sở Thiết Kế
Máy – Nguyễn Hữu Lộc”
pc ≥ 600. 3

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

Tra bảng 5.3 trang 181 [III] , ta chọn [P0] = 29 ( MPa )
Suy ra pc ≥ 600. 3

7,99.1, 25
= 30,88(mm)
23.91.35

Nên bước xích đã chọn pc=38,1 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 91.38,1.23
=
= 1,329( m / s )
60000
60000
7

Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

o Lực vòng có ích : Ft =

1000.P 1000.7,99
=
= 6012( N )
v
1,329

o Chọn khỏang cách trục sơ bộ :
Theo công thức 5.11 trang 84 [I] , a = (30...50) pc
Nên chọn a = 40.pc = 40.38,1 = 1524 (mm)
o Số mắt xích : ( theo công thức 5.12 trang 85 [I])
2

2

2a Z1 + Z 2  Z 2 − Z1  pc
23 + 69  69 − 23  1
X=
+
+
+
÷ . = 2.40 +
÷ . = 127,34( mm)
pc
2

2
 2π  a
 2π  40

Ta chọn X = 128 mắt xích .
o Chiều dài xích : ( theo công thức 5.8 trang 175 [III])
Ta có L = X.pc = 128.38,1= 4876,8 (mm)
Ta tính khỏang cách trục chính xác (theo công thức 5.13 trang 85 [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 + 69
23 + 69 

 69 − 23  

a = 38,1.0, 25 128 −
+ 128 −
÷ − 8
÷ = 1536, 786mm
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 = 1536, 786.(1 − 0, 003) = 1532( mm)

o Lực tác dụng lên trục : Frx= Km. Ft = 1,15.6012 = 6913,8 (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 Đường kính vòng chia đĩa xích : ( theo công thức 5.17 trang 86 [I] )
 Bánh dẫn :
d1 =

pc
38,1
=
= 280(mm)
π
π
sin( ) sin( )
Z1
23

 Bánh bị dẫn :
d2 =

pc
38,1
=
= 837(mm)
π
π
sin( ) sin( )
Z2
69

1) Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây :
Theo công thức 5.14 và bảng 5.9 trang 85 [I], ta có :
8


Đồ án Chi Tiết Máy
i=

Huỳnh Thiện Tính G0902801

Z1.n1
23.91
=
= 1, 09 < [i ] = 20 ( thỏa điều kiện )
15. X 15.128

2) Kiểm tra xích theo hệ số an tòan :
Theo công thức 5.15 trang 85 [I] , ta có :
Q
s=
≥ [ s]
kđ Ft + Fv + F0
Trong đó :
o Q = 127 kN – tải trọng phá hủy cho phép của xích .
( tra bảng 5.2 trang 78 [I] )
o Ft = 6012 N - lực trên nhánh căng , kd ; 1
o Fv = qm.v2 = 5,5.1,3292 = 9,7(N)
Với qm = 5,5 (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 x 1,532 x 5,5 x 9,81= 495,95 (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] = 8,5 – hệ số an tòan cho phép (tra bảng 5.10 trang 86 [I])
Q
127000
=

= 19, 49 ≥ [ s ] = 8,5
Suy ra s =
kđ Ft + Fv + F0 6012 + 9,7 + 495,95
 Thỏa điều kiện
B. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC:
Số liệu thiết kế:
Chế độ tải
T1=T
T2=0,7T
t1=45s

Điều kiện làm việc

t2=44s

-

Quay một chiều , làm viêc 2 ca .

-

1 năm làm việc 300 ngày,1 ca làm việc 8 giờ

-

Tải va đập nhẹ .

Tính toán thiết kế:
B.1 CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
1) 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 [1], chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
9


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

Thép 45 tôi cải thiện
σbI = 850 Mpa
Bánh lớn
Thép 45 tôi cải thiện
σbII = 750MPa
Phân tỉ số truyền Uh = 8, ta được u1 =3,3; u2 =2,42
2) Xác định ứng suất tiếp xúc:
− Chọn độ rắn bánh nhỏ: HBI = 250
− Chọn độ rắn bánh lớn: HBII = 240
Theo bảng 6.2 trang 94 [I]:
σ H0 lim = 2 HB + 70
S H = 1,1
Bánh nhỏ

Độ rắn HBI = 241 ÷ 285
σchI = 580MPa
Độ rắn HBII = 192 ÷ 240
σch = 450 MPa

S F = 1, 75
σ F0 lim = 1,8 HB

Bánh nhỏ: σ Ho lim1 = 2.250 + 70 = 570 ( MPa)

σ Fo lim1 = 1,8.250 = 450 ( MPa)

Bánh lớn:

σ Ho lim 2 = 2.240 + 70 = 550( MPa )

σ Fo lim 2 = 1,8.240 = 432( MPa)
3) Số chu kỳ làm việc cơ sở:
Theo công thức 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 = 30.2402,4 = 1,55.107
4) Số chu kỳ làm việc tương đương:
Theo công thức 6.7 trang 93 [I] ta có:
N HE

Ti m2H
= 60c.∑ (
) .ni .ti
Tmax

Trong đó:

mH = 6 bậc của đường cong mỏi.
Lh = 300 x 8 x 9 x 2 = 43200 giờ.
c =1: số lần khớp trong một vòng quay
Suy ra:
N HEi

 T 3 45  0, 7T 3 44 
= 60.c.ni .Lh .  ÷ . + 
÷. 
 T  89  T  89 

10


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

44 
 45
N HE1 = 60.1.730.43200.  + 0, 73. ÷ = 12, 776.108
89 
 89
N HE2 = N HE3

44 
 45
= 60.1.221.43200.  + 0, 73. ÷ = 3,86.108
89 
 89

( Chu kỳ)

44 
 45
N HE3 = 60.1.91, 4.43200.  + 0, 73. ÷ = 1, 6.108
89 
 89

Vì

N HE1 > N HO1nên K HL1 = 1
N HE2 > N HO2 nên K HL2 = 1

5) Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:
Theo công thức 6.1a trang 93 [1], ta có:

[ σ H ] = σ Ho lim .

K HL
SH

Tra bảng 6.2 trang 94 [1], ta có SH1 = 1,1
1
= 518, 2( MPa)
1,1
1
[σ H ]2 = 550. = 500( MPa )
1,1
[σ H ]1 = 570.

o Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng:
Theo công thức 6.12 trang 95 [1], ta có:
[σ ] + [σ H ]II 518, 2 + 500
[σ H ] = H I
=
= 509,1( MPa )
2

2

Ta có 1.25[σH]min = 1,25[σH]2 = 1,25.445,5 = 556,88 (MPa)
 [σ H ] < 1, 25[σ H ]min (thỏa điều kiện)
o Với cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng:
[σ ] + [σ H ]2 518, 2 + 500
[σ H ]' = H 1
=
= 509,1( 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

11


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

44 
 45
N FE1 = 60.1.730.43200.  + 0, 7 6. ÷ = 10, 668.108 (chu ky )
89 
 89
44 
 45
N FE 2 = 60.1.221.43200.  + 0, 7 6. ÷ = 3, 23.108 (chu ky )
89 
 89
44 
 45
N FE 3 = 60.1.91, 4.43200.  + 0, 76. ÷ = 1,33.108 (chu ky )
89 
 89

Và NFO = 4.106 ( đối với tất cả các loại thép)
Nên NFE1 > NFO suy ra

KFL1 = 1
NFE2 > NFO

suy ra

KFL2 = 1

Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1
Theo công thức 6.2a trang 93 [1], ta có:
σ o .K .K
[ σ F ] = F lim FL FC
SF
450.1.1
= 257,1( MPa )
[ σ F1 ] =
1, 75
432.1.1
= 271,5 ( MPa )
[σF2] =
1,75

Theo công thức 6.14 trang 96 [I], ưng 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.2.
TÍNH TOÁN CẤP CHẬM BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
THẲNG:

1) Số liệu:
T3 = 361732 Nmm
2) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a trang 96 [I], ta có:
T3 .K H β
aw = K a . ( u2 + 1) 3
2
[ σ H ] .u2 .ψ ba

Với

T2 = 361732 Nmm
Ψba = 0,4 (Bảng 6.6 trang 97 [1])
Ψbd = 0,53. Ψba.(u+1) = 0,53.0,4.(2,42+1) = 0,725
Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng thẳng)
KHβ = 1,02 (Bảng 6.7 trang 98 [1])
12


Đồ án Chi Tiết Máy

⇒ aw = 49,5. ( 2, 42 + 1)

3

Huỳnh Thiện Tính G0902801

361732.1, 02
= 210, 04( mm)
445,52.2, 42.0, 4

Chọn aw = 210 mm
3) Xác định các thông số ăn khớp:
 Modun:
Ta có: m = (0,01 ÷ 0,02).aw = 2,1 ÷ 4,2
Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn m = 2,5
 Số răng:
2.aw
2.210
Z1 =
=
= 49,12
m2 . ( u2 + 1) 2,5. ( 2, 42 + 1)

Chọn Z1 = 49 răng
Z2 = Z1.u2 = 49.2,42 = 118,58
Chọn Z2 = 119
4) Tỉ số truyền thực:
u2 m =

Z 2 119
=
= 2, 42
Z1 49

Sai lệch so với trước: 0%
5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ H = Z M .Z H .Zε .

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 βb
sin ( 2aw )

βb = 0
Do tg β b = cos α t .tg β vì β = 0
αt : góc profin răng
αtw : góc ăn khớp
Theo TCVN1065 – 71 thì α = 200

13


Đồ án Chi Tiết Máy
 tgα
α t = α tw = acrtg 
 cos β
⇒ ZH =

Huỳnh Thiện Tính G0902801

0
0

÷ = acrtg ( tg 20 ) = 20


2. cos 00
= 1, 764
sin 2.20

Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Chiều rộng vành răng :
bw =aw.ψba = 210.0,3 = 63
Hệ số trùng khớp dọc:
εβ =

bw 2 .sin β
= 0< 1
π .m

Vì εβ < 1 nên:
Zε =

4 − εα
3


 1
1 

1 
 1
0

ε α = 1,88 − 3, 2.  + ÷ .cos β = 1,88 − 3, 2.  +
÷ .cos 0 = 1, 788
 49 119  

 Z1 Z 2  

⇒ Zε =

4 − 1, 788
= 0,859
3

KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H = K H β .K H α . 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 [I] : KHβ = 1,03
Theo công thức 6.40 trang 106 [I] ta có vận tốc vòng :
π .d w3 .n2
6.104
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
v=

d w3 =

2.aw
2.210
=
= 122,8 mm (theo công thức ở bảng 6.11 trang 104 [I] )
u2 m + 1 2, 42 + 1

π .122,8.221
= 1, 41 ( m / s )
6.104
Từ bảng 6.13 trang 106 [1] với v < 2 ta chọn cấp chính xác là 9
⇒v=

14


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

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 .bw3 .d w3
2.T2 .K H β .K Hα

vH = δ H .g o .v.

aw
u2 m

Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [1]:

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, 006.73.1, 41.

210
= 5, 753
2, 42

3, 753.105.122,8
= 1, 057
2.361732.1, 03.1,13
⇒ K H = 1, 03.1,13.1, 057 = 1, 23
⇒ K HV = 1 +

 Ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt

răng:
σ H = Z M .Z H .Zε .

2T2 .K H . ( u2 m + 1)
2.361731.1, 23. ( 2, 42 + 1)
= 274.1, 764.0,859.
= 455, 43MPa
2
bwu2 m .d w3
63.2, 42.128,82

Ta thấy σH < [σH ]=1260 MPa nên thoả điều kiện tiếp xúc.
6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Theo công thức 6.43 trang 108 [I] : σ F =

2.YF .T2 .K F β .K FV .K Fα .Yε .Yβ
d w3 .bw3 .m2

Hệ số dạng răng YF:
Số răng tương đương
Z3
= 49
cos3 β
Z4
Zv 4 =
= 119
cos3 β
Zv3 =

15


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

Từ bảng 6.18 trang 109 [1] ta có:
Đối với bánh dẫn: YF3 = 3,65
Đối với bánh bị dẫn: YF4 = 3,6
Từ bảng 6.7 trang 98 [1] (sơ đồ 5):
 KFβ = 1,08
Từ bảmg 6.14 trang 107 [1] ta có
KFα = 1,37
Từ bảng 6.15, 6.16 trang 107 [1] ta có:

δF = 0,016
go = 73
Yε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Yε =

1
1
=
= 0, 6
ε α 1, 788

Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Yβ = 1 −

β
= 1− 0 = 1
140

Với vF = δ F .g 0 .v.

aw
210
= 0, 006.73.1,14.
= 4, 65
u2 m
2, 42
v .b .d

4, 65.105.122,8

F w 3 w3
 K Fv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.361732.1, 08.1,37 = 1

2
Fβ
Fα

 σ F3 =

2.3, 65.361732.1, 08.1,37.1.0, 6.1
= 121, 2 ( MPa )
122,8.63.2,5

Ta thấy σF3 < [σF3 ] (thoả)
Và σ F 4 = σ F 3

YF 4
3, 6
= 72, 72.
= 71, 72 ( MPa )
YF 3
3, 65

 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 = 210 mm
Modun

m = 2,5
16

Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

Chiều rộng vành răng

bw = 63 mm

Tỉ số truyền thực

u2 = 2,42

Góc nghiêng răng

β =0

Số răng bánh răng

Z3 =49 ; Z4 = 119

Hệ số dịch chỉnh

x1 =0 ; x2 = 0

Đường kính vòng chia

d3 = Z 3 .m = 49.2,5 = 122,5 mm
d 4 = Z 4 .m = 119.2,5 = 297,5 mm

Đường kính vòng đỉnh

d a 3 = d3 + 2.mn = 122,5 + 2.2,5 = 127,5 mm
d a 4 = d 4 + 2.mn = 297.5 + 2.2,5 = 302,5mm

Đường kính vòng đáy

d f 3 = d3 − 2,5.mn = 122,5 − 2,5.2,5 = 116, 25 mm
d f 4 = d 4 − 2,5.mn = 297,5 − 2,5.2,5 = 291, 25 mm

8) Giá trị các lực:
Bánh dẫn cấp chậm :
• Lực vòng:
Ft 3 =

2.T2 2.361732
=
= 5891, 4 ( N )
d w3
122,8

• Lực hướng tâm:
tgα tw
tg 200
Fr 3 = Ft 3 .
= 5891, 4.
= 13180 ( N )
cos β
cos 00
B.3.

TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
NGHIÊNG:
1) Số liệu:
Công suất

P = 8,49 kW

Số vòng quay bánh dẫn

n1=730 v/p

Moment xoắn

TI = 111068 Nmm

Tỷ số truyền

uI = 3,3

Tuổi thọ

L = 9 năm
17


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng giống như cấp chậm

2) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a trang 96 [I] ta có:
aw = K a . ( u1 + 1)

Với

3

T1.K H β

[σH ]

2

.u1.ψ ba

T2 = 111068 Nmm
Ψba = 0,3 (Bảng 6.6 trang 97 [1])
Ψbd = 0,53. Ψba.(u+1) = 0,53.0,3.(3,3+1) = 0,68
Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng thẳng)
KHβ = 1,07 (Bảng 6.7 trang 98 [1])

⇒ aw = 49,5.(3,3 + 1) 3

111068.1, 07
= 180(mm)
445,52.3,3.0,3

Chọn aw =180 mm

3) Xác định các thông số ăn khớp:
Modun và góc nghiêng răng:
Ta có: m = (0,01÷0,02)aw = 1,8 ÷ 3,6
Theo quan điểm thong nhất hóa trong thiết kế ta chọn m = 2,5 (mm)
Đối với bánh răng nghiêng 20 0 ≥ β ≥ 8 0
2aw .cos β min
2aw .cos β m ax
m. ( u1 + 1)

cos80 ≥

≥ Z1 ≤

m. ( u1 + 1)

mn Z1 ( u + 1)
≥ cos 200
2aw

⇒

2aw cos80
2a cos 200
≥ Z1 ≥ w
mn ( u + 1)
mn ( u + 1)

⇒

2.180.cos80

2.180.cos 200
≥ Z1 ≥
2,5. ( 3,3 + 1)
2,5. ( 3,3 + 1)

⇒ 33,16 ≥ Z1 ≥ 31

Chọn Z1 = 32 (răng)
Z2 =Z1 .u1 = 32.3,3 = 105,6 , chọn Z2=106 (răng)
Số răng tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 32+106 = 138(răng)

18


Đồ án Chi Tiết Máy

Cos β =

Huỳnh Thiện Tính G0902801

 m.Z t
m.Z t
=> β = arc cos 
2.aw
 2.aw


 2,5.138 
0
÷ = arc cos 

÷ = 16, 6
2.180




4) Tỉ số truyền thực:
u1m =

Z 2 106
=
= 3,3125
Z1 32

Sai lệch so với trước:

3,3125 − 3,3
.100% = 0, 038%
3,3

5) Kiểm nghiệm 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.
Theo công thức 6.34 trang 105 [I] ta có : Z H =

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 
= 20,80
÷ = acrtg 
0 ÷
 cos β 
 cos16, 6 
0
0
0
 βb = arctg [ cos α t .tg β ] = arctg cos(20,8 ).tg (16, 6 )  = 15,57

Nên

ZH =

2.cos15,57 0
= 1, 7
sin(2.20,80 )

Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng .
Chiều rộng vành răng : (theo công thức trang 108 [I])
19


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

bw = aw.ψba = 180 . 0,3 = 54 (mm)
Hệ số trùng khớp dọc: (theo công thức 6.37 trang 105 [I] )
εβ =

bw .sin β 54.sin(16, 60 )
=
= 1,96
π .m
π .2,5
1
εα

Vì εβ > 1 nên Zε =


(theo công thức 6.36c trang 105 [I])

 1
1 

1 
 1
0
+ ÷ .cos β = 1,88 − 3, 2.  +
÷ .cos16, 6 = 1, 76
 32 106  

 Z1 Z 2  

Với ε α = 1,88 − 3, 2. 


(theo công thức 6.38b trang 105 [I] )
Suy ra: Zε =

1
= 0, 75
1, 76

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 :
Theo công thức 6.40 trang 106 [I],ta có vận tốc vòng v =
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : d w1 =

π .d w1.nI

6.10 4

2.aw
2.180
=
= 84(mm)
u1m + 1 3,3125 + 1

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

π .84.730
= 3, 2 ( 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 = 1,16 và KFα = 1,40.
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 .bw1.d w1
2.TI .K H β .K H α
20


Đồ án Chi Tiết Máy

Trong đó : vH = δ H .g o .v.

Huỳnh Thiện Tính G0902801

aw
(theo công thức 6.42 trang 107 [I] )
u1m

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, 002.73.3, 2.
 K HV = 1 +

180
= 3, 4
3,3125

3, 01.54.84
= 1, 05
2.111068.1, 07.1,16

 K H = 1, 07.1,16.1, 05 = 1,3
Vậy ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt răng:
σ H = Z M .Z H .Zε .

2TI .K H . ( u1m + 1)
2.111068.1,3. ( 3,3125 + 1)
=
274.1,
7.0,

75.
= 347( MPa)
bwu1m .d w21
54.3,3125.842

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc:

[σH ] =

σ Ho lim .Z R .ZV .K XH .K HV
SH



Với v = 3,2 m/s và HB≤350 => ZV = 0,85.v0,1= 0,95



Cấp chính xác động học là 9. Do đó:
ZR =0,95 _ Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Với da < 700 mm



KxH = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng



[ σ H ] = σ Ho lim .Zv.Zr.K XH = 550.0,95.0,95.1 = 496,375( MPa)
Vì

σH <

[σH ]

nên bánh răng thiết kế thoả điều kiện tiếp xúc

6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 trang 108 [I] : σ F =

2.YF .TI .K F β .K FV .K Fα .Yε .Yβ
d w1.bw1.m

KFβ =1,17

Bảng 6.7 trang 98 [I] (sơ đồ 3)với

ψbd =0,68

KFα = 1,4

Bảng 6.14 trang 107 [I] cấp chính xác là 9, v< 5 m/s
21


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

δF = 0,006

Bảng 6.15 trang 107 [I] răng nghiêng

go = 73

Bảng 6.16 trang 107 [I] cấp chính xác là 9 m< 3,55

Với vF = δ F .g 0 .v.

aw
180
= 0, 006.73.3, 2.
= 10,33(m / s )
u1m
3,3125

vF .bw1.d w1
10,33.54.84
= 1+
= 1,3
2.TI .K F β .K Fα
2.111068.1,17.1, 4



K Fv = 1 +



K F = K F β .K Fα .K Fv = 1,17.1, 4.1,3 = 2,1

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

1
1
=
= 0,57
ε α 1, 76

Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Yβ = 1 −

β
16, 6
= 1−
= 0,88
140
140

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

Z1
32
=
= 36,36
3
3
cos β cos ( 16, 60 )

Z2
106
=
= 120, 44
3
cos β cos3 ( 16, 60 )

=>

ZV 1 = 36
ZV 2 = 120

(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
2.3, 7.111068.1,17.1,3.1, 4.0,57.0,88
= 77, 4 ( MPa )
84.54.2,5
Y
3, 7
= σ F 1 F 2 = 77, 4.
= 79,55 ( MPa )
YF 1
3, 6

 σ F1 =
 σF2


σ F1 < [ σ F1 ]

σ F 2 <[ σ F 2 ]

Vậy các bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn .
22


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

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 = 347( MPa ) (đã tính ở mục B3.5 )

Theo công thức cuối trang 109 [I] với K qt =

Tmax
(hệ số quá tải )
T

Tra bảng P1.3 trang 236 [I] , động cơ 4A160M8Y3 với :
P=11kW

n=730v/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 = 347. 2, 2 = 514,68(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] : σ F =

2.YF .TI .K F β .K FV .K Fα .Yε .Yβ
d w1.bw1.m

σ F 1 = 77, 4 ( MPa )



K qt =

σ F 2 = σ F1

Tmax
= 2, 2
Tdn

(đã tính ở mục B3.6 )
YF 1
= 74,55 ( MPa )
YF 2

(đã tra ở trên )

Theo công thức 6.14 trang 96 [I] , ta có :
23


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

[ σ F1 ] 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 = 77, 4.2, 2 = 170, 28( MPa) < [ σ F 1 ] max = 464

σ F 2max = σ F 2 .Kqt = 79,55.2, 2 = 175, 01( MPa) < [ σ F 2 ] max = 348

(thỏa)

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

aw = 180 mm

Modun

m = 2,5

Chiều rộng vành răng

bw1 = 54 mm

Tỉ số truyền thực

u1 = 4,3125

Góc nghiêng răng

β = 16,60

Số răng bánh răng

Z1 =32 ; Z2 = 106

Hệ số dịch chỉnh

x1 =0 ; x2 = 0

Đường kính vòng chia

Đường kính vòng đỉnh

bw2 = 54 mm

mn .Z1
2,5.32
=
= 83, 48 mm
cos β cos16, 60
m .Z
2,5.106
d2 = n 2 =
= 276,5 mm
cos β cos16, 60
d1 =

d a1 = d1 + 2.mn = 83, 48 + 2.2,5 = 88, 48 mm
d a 2 = d 2 + 2.mn = 276,5 + 2.2,5 = 281,58mm

Đường kính vòng đáy

d f 1 = d1 − 2,5.mn = 83, 48 − 2,5.2.5 = 77, 23 mm
d f 2 = d 2 − 2,5.mn = 276,5 − 2,5.2.5 = 270,33mm

8) Giá trị các lực :
Bánh dẫn cấp nhanh:
• Lực vòng:
Ft1 = 2.

T1
2T 2.111068
= 1=
= 2644, 476( N )
d w1 d w1
84

• Lực hướng tâm:
Fr1 = Ft1.

tgα tw
cos β

= 2644, 476.

tg 20,80
= 1048, 23 ( N )
cos16, 60

24


Đồ án Chi Tiết Máy

Huỳnh Thiện Tính G0902801

• Lực dọc trục:
Fa1 = Ft1.tg β = 2644, 476.tg16, 60 = 788, 4 ( 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 ( h 2 = 2, 25m ) 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
 Mức dầu cao nhất không đựơc ngập quá 1/3 bán kính bánh răng (

d a4
)
6

Ta có h2 = 2,25.2,5 = 5,625 mm
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 = .282 − 13 − 10 = 118 > .303 = 101 (thỏa điều kiện bôi trơn).
2
3

C. SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG VÀ GIÁ TRỊ CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC BỘ
TRUYỀN
1) Lực tác dụng lên các bánh răng:
Các lực trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
• Cấp nhanh:

25