Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn Phương Án 9

Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

MỤC LỤC


Lời nói đầu.……………………………………………………Trang 1



Các thông số đầu vào…………………………………………………3



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



Thiết kế đai……………………………………………………………8



Thiết kế bộ truyền bánh răng………………………………………...13



Thiết kế trục và then…………………………………………………30



Tính toán chọn ổ…………………………………………………….48



Thiết kế kết cấu vỏ…………………………………………………..54



Thiết kế các chi tiết phụ…………………………………………….56



Dung sai lắp ghép……………………………………………………62



Tài liệu tham khảo…………………………………………………...65

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

1

MSSV: G0901235


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 và hạnh phúc.

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

2

MSSV: G0901235

Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

ĐỀ TÀI 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: Nguyễn Anh Khoa

3

MSSV: G0901235

Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

PHẦN THUYẾT MINH TÍNH TOÁN
---***--PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
I.

Chọn động cơ:
1. Xác định hiệu suất hệ thống:
 Hiệu suất truyền động:

  kn .br2 .d .ol4
Trong đó:

kn  0.99 :
br1  0.98 :

nghiêng.
br2  0.98
thẳng.

Hiệu suất khớp nối.
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng

:

d  0.96 :

Hiệu suất bộ truyền đai.

ol  0.99

Hiệu suất ổ lăn.

:

   kn .br1.br 2 .d .ol4  0,877
2. Tính công suất đẳng trị ( công suất tính toán ):
 Công suất tính toán :
2

T 
1  Ti  ti
12.12  0, 22.60  0, 22.28

3,5.
 1,379( KW )
n
12  60  28
 ti
n

Ptd  Pmax

1

 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct 

Pt





1,379
 1,57( KW )
0,877

 Tỉ số truyền chung của bộ truyền :

uch  ud .uh  3.8  24
Trong đó: uh = 8 là tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi.
ud = 3 là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang.

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

4

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb  nlv .uch  30.24  720(vòng / phút )
3. Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:
 Động cơ điện được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng
bộ thoả mãn điều kiện:
+ Pdc ≥ Pct = 1,57 (KW)
+ nđb ≈ nsb
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 .
Kiểu động cơ Công suất
(KW)
4A132S8Y3
4
II.

%
83

Tmax/Tdn Tk/Tdn
2,2

1,8

Phân phối tỉ số truyền:
 Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn động:
n
720
uch  dc 
 24
nlv

30
 Ta chọn uh = 8 ( tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ
hai cấp phân đôi, u1 = 3,08; u2 = 2,6 (bảng 3.1 trang 43 [1])
 ud 

III.

Vận tốc quay cosφ
(vòng/phút)
720
0,7

uch 24

 3 (tỉ số truyền của bộ truyền đai thang)
uh
8

Lập bảng đặc tính:
1. Tính toán công suất trên các trục:

Pct  3,5( KW )
P3 

Pct
3,5

 3,571( KW )
ol .kn 0,99 .0,99

P2 

P3
3,571

 3, 681( KW )
br2 .ol 0,98.0,99

P1 

P2
3, 681

 3, 794( KW )
br1.ol 0,98 .0,99

Pdc 

P1
3, 794

 4( KW )
d .ol 0,99.0,96

2. Tính toán số vòng quay trên các trục:

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

5

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

ndc 720

 240(vòng / phút )
ud
3
n
240
n2  1 
 77,922(vòng / phút )
u1 3, 08

n1 

n3 

n2 77,922

 29,97(vòng / phút )
u2
2, 6

3. Tính Moment xoắn trên các trục:
P

3, 794
T1  9,55.106. 1  9,55.106.
 150969,58( Nmm)
n1
240

T2  9,55.106.

P2
3, 681
 9,55.106.
 451137, 68( Nmm)
n2
77,922

T3  9,55.106.

P3
3,571
 9,55.106.
 1137906, 24( Nmm)
ndc
29,97

T4  9,55.106.

P4
3.5
 9,55.106.
 1115281,95( Nmm)

nlv
29,97

Tdc  9,55.106.

Pdc
4
 9,55.106.
 53055,56( Nmm)
ndc
720

*Bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động :

Trục
động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục 4

Công Suất
4
3,794
3,681
3,571

3,5
(KW)
Tỉ số
3
3,08
2,6
1
truyền u
Số vòng
720
240
77,922
29,97
29,97
quay n
(vòng/phút)
Momen
53055,56 150969,58 451137,68 1137906,24 1115281,95
xoắn T
(Nmm)

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

6

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Hình vẽ minh họa vị trí các trục:

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

7

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Số liệu đầu vào:
Công suất: P1 = 4 (KW)
Số vòng quay: nđc =720 (v/p)
Tỷ số truyền: ud = 3
Điều kiện làm việc: 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).
1.Chọn loại đai:
Dựa vào Pdc = 4 (KW) và n = 720 (v/p) và hình 4.22 trang 153 sách “Cơ sở
thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc và các thông số kĩ thuật trên ta chọn
đai dạng B
Từ bảng 4.3 trang 128 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc ta
có các thông số kĩ thuật của đai loại B là:
bp = 14 mm
bo = 17 mm

h = 10,5 mm
yo= 4mm
d1 = 140 – 280 mm
l = 800 – 6300 mm
A = 138 mm2
2. Đƣờng kính bánh đai nhỏ:
d1 = 1,2dmin = 1,2.140 = 168 (mm)
- Theo tiêu chuẩn (trang 148 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu
Lộc) ta chọn : d1 = 180 mm
3.Vận tốc đai:
v1 

 d1n1
60000



 .180.720
60000

 6,786(m / s)

4.Đƣờng kính bánh đai lớn:

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

8

MSSV: G0901235

Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

d2  ud1 (1   )  3.180.(1  0,01)  534,6(mm)

Với ε = 0,01 : hệ số trượt tương đối
Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 560 (mm)
5.Tỷ số truyền:
u

d2
560

 3,14
d1 (1   ) 180(1  0, 01)

Sai lệch so với thông số kĩ thuật: 4,6%
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

Ta có: u=3,14 ta chọn a = d2 = 560 (mm)
7.Chiều dài đai:
L  2a 

 (d1  d2 )
2

d  d 
 1 2
4a

2

 2.560 

 (180  560)
2

 560  180

4.560

2

 2346,854(mm)

Theo tiêu chuẩn chọn L = 2240 (mm)
8.Số vòng chạy của đai trong 1s:
i

v 6, 786

 3, 03s 1  i   10s 1
L 2, 24

Với L là chiều dài đai L = 2,24 (m)

Điều kiện được thỏa
9.Tính lại khoảng cách trục a:
k  k 2  8 2
a
4

Với:
K  L 

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

d1  d 2
180  560
 2240  
 1077, 611
2
2

9

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh



d 2  d1 560  180


 190
2
2

1077, 611  1077, 6112  8.1902
a
 503(mm)
4

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.
10.Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ:
1  180o  57

560  180
 136,94o
503

>120 0 thỏa điều kiện không xảy

ra hiện tượng trượt trơn.
11.Số dây đai Z:
Tra biểu đồ hình 4.21 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc
với các thông số: d1 = 180 mm; v = 6,786 m/s và đai loại B, ta có:
[P0] = 2,7 (kW)
L0 = 2240 mm
Z

P1
[ Po ].C .Cu .CL .Cz .Cr .Cv

Tính các hệ số sử dụng:
Hệ số ảnh hưởng của vận tốc:
Cv = 1- 0,05. (0,01. v2 -1)= 1- 0,05. (0,01.6,7862 - 1) = 1,027
Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:
C  1, 24(1  e1 /110 )  1, 24(1  e136,94/110 )  0,88

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u:
Cu = 1,14
Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L:
CL 

6

L

L0

6

2240
1
2240

Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các
dây đai:
Giả sử có 2 đai chọn Cz = 0.95
Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng:
Cr = 0,9

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

10

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Ta có:
z

P1
4

 1, 68
 P0 .C .Cu .CL .Cz .Cr .Cv 2, 7.0,88.1,14.1.0,95.0,9.1, 027

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

Theo bảng 4.21 trang 63 ta có :
t = 19 ; e = 12,5; ho=4,2
Ta có : B   2  1 .19  2.12,5  44  mm 
13.Đƣờng kính ngoài bánh đai nhỏ:
da1 = d1 + 2ho = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm)
14. Đƣờng kính ngoài bánh đai lớn:

da2  d2  2ho  560  2.4, 2  568, 4(mm)
15.Lực căng ban đầu:
Đây là hệ dẫn động dây đai thang nên ta chọn :  0  1, 5( MPa)
ta có: A= 138
 F0  A1. 0 .z  138.1,5.2  414( N )
16.Lực tác dụng lên trục:
Fr  2.F0 .sin(

1

136, 94
)  2.414.sin(
)  770, 23( N )
2
2

17.Lực vòng có ích:
Ft 

1000 P1 1000.4

 589, 45( N )
v1
6.786

18.Hệ số ma sát:
0
Ta có :   136,94  2,39(rad )
f' 

 2.F0  Ft 
1
 2.414  589, 45 
.ln 
.ln 

  0, 75

 2.414  589, 45 
 2.F0  Ft  2, 39
1

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

11

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn :
Giả sử góc biên dạng bánh đai:   38o



 f min  f ' .sin( )  0, 75.sin(19o )  0, 244

2

19.Tính ứng suất lớn nhất cho phép:
Ta có:
 v  .v12 .106  1200.6, 7862.106  0, 06( MPa) .
Trong đó: ρ là khối lượng riêng của đai: chọn ρ = 1200 kg/m3.
F0
414

 1,5( MPa) .
A.z 138.2
F
589, 45
t  t 
 2,136( MPa) .
A.z
138.2

0 

 u1 

2. y0
2.4
.E 
.100  4, 444( MPa) .
d1
180

Trong đó: E là module đàn hồi của đai: chọn E=100 N/m2

Vậy :
 max   1   u1   v   o  0,5 t   u1   v
 1,5  0,5.2,136  4, 444  0, 06  7, 072( MPa)

20.Tính tuổi thọ đai:
Ta có giới hạn mỏi của đai : ζr = 9 (MPa.)
Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: m= 8
(Các thông số đã tính : ζmax = 7,072 (MPa)
i= 3,03 (s-1)
m

8
 r 
 9 
7
.107

 .10



7, 072 
Lh   max 

 3153,75 (giờ)
2.3600.i
2.3600.3, 03

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

12

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
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.
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, độ rắn HBI = 241÷285 ; ζbI = 850(Mpa);
ζ=580(Mpa)
- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HBII = 192÷240 ; ζbII = 750(Mpa) ;
ζchII = 450(Mpa)
2.Xác định ứng suất tiếp xúc:
Chọn độ rắn bánh nhỏ: HBI = 250
Chọn độ rắn bánh lớn: HBII = 230
Theo bảng 6.2 trang 94:
 0 H lim  2HB  70
  0 H lim1  2.250  70  570( MPa)
  0 H lim2  2.230  70  530( MPa)

 0 F lim  1,8HB
 0 F lim1  1,8.250  450(MPa)

 0 F lim2  1,8.230  414(MPa)

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 tƣơng đƣơng:

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

13

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

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
 T 3 12  0, 2T 3 60  0, 2T 3 28 
 N HE1  60.c.n1. Lh   .



 .
 .
 T  100  T  100  T  100 
3 60
3 28 
 12
 60.1.240.24000 
  0, 2  .
  0, 2  .
100
100 
100

= 43,905.10 6 (chu kì)
 T 3 12  0, 2T 3 60  0, 2T 3 28 
 N HE 2  60.c.n2. Lh   .



 .
 .
 T  100  T  100  T  100 
3 60
3 28 

 12
 60.1.77,922.24000 
  0, 2  .
  0, 2  .
100
100 
100

= 14,255.106 (chu kì)
Vì NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 nên KHL2 = 1
5.Ứng suất tiếp xúc cho phép đƣợc xác định sơ bộ:

 H    0 H lim . K HL
SH

Theo bảng 6.2 trang 94 ta có:
SH =1.1
1
 518,18( MPa)
1,1

 H I

 570.

 H II

 530.

1
 481,82( MPa)
1,1

*/ Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng:

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

14

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

1
2

 H  

GVHD: Dương Đăng Danh

 H I   H II
2

2



1

518,182  481,822  353, 79( MPa)
2

Ta có
1, 25 H min  1, 25 H II  1, 25.481,82  602, 275(MPa)

Ta thấy điều kiện [ H ]min [ H ]  1, 25[ H ]min không thỏa,nên ta chọn

 H   481,82(MPa)
*/ Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng:
Do NHE > NHO => KHL = 1
  H    H min   H II  481,82(MPa)

6.Ứng suất uốn cho phép:
6

N FE

 T 
 60.c  i  ni .ti
 Tmax 

6 60
6 28 
 12
 N FE1  60.1. 
  0, 2  .
  0, 2  .
.240.24000
100

100 
100

= 41,491.106 (chu kì)
6 60
6 28 
 12
 N FE 2  60.1. 
  0, 2  .
  0, 2  .
.77,922.24000  13, 471.106

100
100 
100

(chu kì)
NFO = 5.106 (đối với tất cả các loại thép)
Vì

NFE1 > NFO
NFE2 > NFO

=>

KFL1 = 1

=>

KFL2 = 1

Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1
SF = 1,75

 F  

 0 F lim .K FL .K FC

 F1  

450.1.1
 257,14( MPa)
1, 75

SF

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

15

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

 F 2  

GVHD: Dương Đăng Danh

414.1.1

 236,57( MPa)
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)
B.TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
RĂNG NGHIÊNG:
1.Số liệu :
 Công suất: P =3,794 (Kw)
 Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 240 (v/p)
 Moment xoắn: T1 =150969,58 (Nmm)
 Tỷ số truyền: u1 =3,08
 Tuổi thọ: L = 6 (năm)
=>Lh = 250.6.8.2 = 24000 (giờ)
2.Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng:
a) Chiều rộng vành răng:
Chiều rộng vành răng xác định dựa vào bảng 6.15:
 ba  0, 25
Suy ra:
 .(u  1) 0, 25.(3, 08  1)
 bd  ba

 0,51
2

2

b) Hệ số tập trung tải trọng K  :
Dựa vào  bd ,tra bảng 6.4 ta các định được hệ số tập trung tải
trọng :
K H   1, 031 ; K F   1, 057

3.Khoảng cách trục:
Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức 6.90:

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

16

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

aw  43(u  1) 3

T .K H 

 ba . H  .u
2

 43.4, 08. 3

75484, 79.1, 031
0, 25. 481,82 .3, 08

2

 132,97 (mm)

Với T = T1/2 = 150969,58/2 = 75484,79 (Nmm)
Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 140 (mm)
4.Thông số ăn khớp:
a) Môđun pháp:
Theo công thức (6.68) khi H1 , H 2  350HB :
mn  (0,01  0,02)aw  1, 4  2,8(mm)

Theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp:
mn  2,5(mm)

b) Số răng các bánh răng:
Đối với các bánh răng nghiêng, ngoài số răng ta còn phải chọn
góc nghiêng  theo điều kiện : 40o    30o
2a w .cos30o
2a .cos40o
 z1  w
mn (u  1)
mn (u  1)
2.140.cos30o
2.140.cos40o
 z1 
2,5(3, 08  1)
2,5(3, 08  1)
 23, 77  z1  21, 03


Chọn z1= 23 răng
Ta có số răng bánh bị dẫn :
z2  z1.u  23.3,08  70,84

Chọn z2 = 71 răng
 Tỉ số truyền thực :
um 

z2 71

 3, 087
z1 23

Sai số tương đối tỉ số truyền :
%u 

Tính góc  :

um  u
 0, 23%  2%
u

  arccos

mn ( z1  z2 )
2,5(23  71)
 arccos
 32,94o
2a w
2.140

5.Xác định kích thƣớc bộ truyền:
Theo bảng 6.2:
Khoảng cách trục:
aw 

m( z2  z1 ) 2,5(23  71)

 140(mm)
2cos
2.cos(32,94)

Đường kính vòng chia:

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

17

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

mn .z1
2,5.23

 68,51(mm)
cos cos(32,94)

m .z
2,5.71
d2  n 2 
 211,5(mm)
cos cos(32,94)
d1 

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

Đường kính vòng đỉnh:
d a1  d1  2mn  68,51  5  73,51(mm)
d a 2  d 2  2mn  211,5  5  216,5(mm)

Đường kính vòng đáy:

d f 1  d1  2,5mn  68,51  2,5.2,5  62, 26(mm)
d f 2  d 2  2,5mn  211,5  2,5.2,5  205, 25(mm)

Bề rộng răng:
b  aw . ba  140.0, 25  35(mm)
6.Chọn cấp chính xác cho bộ truyền:
 .d1.n1 3,14.68,51.240
v

60000



60000

 0,86(m / s)

Dựa theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác bộ truyền là : 9
7.Lực tác dụng lên bộ truyền:
Lực vòng (6.16) :
Ft1 

2T 2.75484, 79

 2203, 61( N )
d w1
68,51

Lực hướng tâm (6.17):
F .tg nw 2203, 61.tg (20)
Fr1  t1

 955, 68( N )
cos 
cos(32,94)
Lực dọc trục (6.18):
Fa1  Ft1.tg   2203,61.tg (32,94)  1427,76( N )

8.Hệ số tải trọng động:
Với vận tốc v = 0,86 (m/s) và cấp chính xác 9 tra bảng 6.6 xác định
được hệ số tải trọng động:
KHv = 1,02 ; KFv = 1,04
9.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86):

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

18

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

H 

2T K H (u  1)
bw .u

Z M .Z H Z
d w1

Trong đó:
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87):
2cos
ZH 
sin 2 tw
Với

:
 tg nw
 cos

 tw  arctg 

 ZH 

 tg (20) 

o
  23, 45
  arctg 
c
os(32,94)




2.cos(32,94)
 1,52
sin(2.23, 45)

Cặp bánh răng bằng thép : ZM = 275 (Mpa1/2)
Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (6.88):

Z 

1



Với :



 1 1 
   cos
 z1 z 2  

   1,88  3, 2 



 1 1 
 1,88  3, 2     cos(32,94)=1,42
 23 71  

 Z  0,84
Hệ số tải trọng tính :
K H  K H  .K Hv .K H  1,031.1,02.1,13  1,188

KHα = 1,13 (tra bảng 6.11)
H 

275.1,52.0,84 2.75484, 79.1,188.4, 087
 422,14( MPa)
68,51
35.3, 087

Tính lại ứng suất cho phép theo công thức (6.39):

 H    0 H lim

K HL Z R Z V .Kl K xH
sH

Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 1
Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì :

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

19

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Zv  0,85v0,1  0,85.0,860,1  0,99

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn
Kl = 1
Hệ số an toàn SH = 1,1 ( tra bảng 6.13)
Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:
d
68,51
 1, 05 
 1, 02
4
10
104

  H    H min Z R Z V .Kl K xH  481,82.1.0,99.1.1, 02  486,54( MPa)
K xH  1, 05 

 H  422,14(MPa)   H   486,54(MPa)

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả.
10.Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):

 F    0 F lim

K HLYRY x .Y K FC
sF

Trong đó:
KFC = 1 ( quay 1 chiều )
Hệ số ảnh hưởng 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 đến sự tập trung ứng suất:
Y  1,082  0,172lg m  1,082  0,172lg 2,5  1,01

 F1    F1 YRY x .Y K FC  257,14.1.1, 0375.1, 01.1  269, 45(MPa)
 F 2    F 2 YRY x .Y K FC  236,57.1.1, 0375.1, 01.1  247,9(MPa)
Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80)
YF  3, 47 

13, 2 27,9x

 0, 092x 2
zv

zv

Trong đó:
Số răng tương đương:
z1
23

 38,9
3
3
cos  cos (32,94)
z2
71
zv 2 

 120,11
3
3
cos  cos (32,94)
13, 2
YF 1  3, 47 
 3,81
38,9
13, 2
YF 2  3, 47 
 3,58
120,11
zv1 



Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

20

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

 F1   269, 45  70, 72
YF 1

3,81

YF 2

3,58

 F 2   247,9  69, 25
Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp
hơn:
Ứng suất uốn được tính theo công thức (6.92):

F 

YF .Ft .K F Y .Y
bw .mn

Hệ số tải trọng tính:
K F  K F  K Fv K F  1,057.1,04.1  1,099

Với KFα = 1
Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang :
1
 0.7
 1, 42
b .sin  35.sin 32,94
  w

 3, 03
 .mn
 .2

Y 

1



Hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng răng tới độ bền uốn:
  .
3, 03.0,575
Y  1 

120

 1

120

 0,99

Ứng suất uốn tính toán:
3,58.2203, 61.1, 099.0, 7.0,99
 85,83( MPa)
35.2
 F1  85,83(MPa)   F1   247,9( MPa)

 F1 

Vậy độ bền uốn được thoả.
11.Các thông số hình học của bộ truyền:
Khoảng cách trục:
aw = 140 (mm)
Modun:
m = 2(mm)
Chiều rộng vành răng:
bw = 35 (mm)
SVTH: Nguyễn Anh Khoa

21

MSSV: G0901235

Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Tỉ số truyền:
u1 = 3,08
Góc nghiêng răng:
β = 32,94 o
Số răng bánh răng:
Z1 =23 ;Z2 = 71
Hệ số dịch chỉnh:
x1 =0 ; x2 = 0
Đường kính vòng chia:
mn .z1
2,5.23

 68,51(mm)
cos cos(32,94)
m .z
2,5.71
d2  n 2 
 211,5(mm)
cos cos(32,94)
d1 

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

Đường kính vòng đỉnh:
d a1  d1  2mn  68,51  5  73,51(mm)

d a 2  d 2  2mn  211,5  5  216,5(mm)

Đường kính vòng đáy:

d f 1  d1  2,5mn  68,51  2,5.2,5  62, 26(mm)
d f 2  d 2  2,5mn  211,5  2,5.2,5  205, 25(mm)

C.TÍNH TOÁN CẤP CHẬM, BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG:
1.Số liệu:
 Công suất: P =3,681 (Kw)
 Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 77,922 (v/p)
 Moment xoắn: T1 =451137,68 (Nmm)
 Tỷ số truyền: u2 =2,6
2. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng:
c) Chiều rộng vành răng:
Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng
6.15:
SVTH: Nguyễn Anh Khoa

22

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

 ba  0,5
Ta suy ra giá trị  bd dựa vào công thức :

 .(u  1) 0,5.(2, 06  1)
 bd  ba

 0, 765
2
2
d) Hệ số tập trung tải trọng K  :

Dựa vào  bd , tra bảng 6.4 ta các định được hệ số tập trung tải
trọng :
K H   1, 027 ; K F   1,045

3.Khoảng cách trục:
Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức 6.90:
aw  50(u  1) 3

T .K H 

 ba . H  .u
2

 50.3, 6. 3

451137, 68.1, 027
0,5. 481,82 .2, 6
2

 207, 65 (mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 200 (mm)

4.Thông số ăn khớp:
c) Môđun pháp:
Theo công thức (6.68) khi H1 , H 2  350HB :
mn  (0,01  0,02)aw  2  4(mm)

Theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp:
mn  2(mm)

d) Số răng các bánh răng:
Tổng số răng: Z1  Z 2 
Z1 

2aw 2.200

 200
mn
2

Z1  Z 2 200

 55,56
u 1
3, 6

Chọn Z1=56 răng
Ta có số răng bánh bị dẫn :
Z2=200-Z1=144
Chọn z2 = 144(răng)
 Tỉ số truyền thực :
um 

z2 144

 2,57
z1 56

Sai số tương đối tỉ số truyền :
u 

um  u
 1,15%  2%
u

5.Xác định kích thƣớc bộ truyền:
SVTH: Nguyễn Anh Khoa

23

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

Theo bảng 6.2:
Khoảng cách trục:
aw 

m( z2  z1 ) 2(144  56)


 200(mm)
2
2

Đường kính vòng chia:
d1  mn .z1  2.56  112(mm)
d 2  mn .z2  2.144  288(mm)

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

Đường kính vòng đỉnh:
d a1  d1  2mn  112  4  116(mm)
d a 2  d 2  2mn  288  4  292(mm)

Đường kính vòng đáy:

d f 1  d1  2,5mn  112  2,5.2  107(mm)
d f 2  d 2  2,5mn  288  2,5.2  283(mm)

Bề rộng răng:
b  aw . ba  200.0,5  100(mm)
6.Chọn cấp chính xác cho bộ truyền:
 .d1.n1 3,14.112.77,922
v

60000



60000

 0, 46(m / s)

Dựa theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác bộ truyền là : 9
7.Lực tác dụng lên bộ truyền:
Lực vòng (6.13) :
Ft1  Ft 2 

2T 2.451137, 68

 8056, 03( N )
d w1
112

Lực hướng tâm (6.14):
Fr1  Fr2  Ft1.tg w  8056,03.tg (20)  2932,16( N )
Lực pháp tuyến:
Fn1  Fn 2 

Ft1
8056, 03

 8573, 04( N )
cos  w
cos20

8.Hệ số tải trọng động:
Với vận tốc v = 0,46 (m/s) và cấp chính xác 9 tra bảng 6.6 xác định

được hệ số tải trọng động:
KHv = 1,02 ; KFv = 1,04

SVTH: Nguyễn Anh Khoa

24

MSSV: G0901235


Đồ Án Chi Tiết Máy

GVHD: Dương Đăng Danh

9.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86):
Z .Z Z 2T K H (u  1)
H  M H 
d w1
bw .u
Trong đó:
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87):
2cos
ZH 
sin 2 tw
Với

:
 tg nw
 cos

 tg (20) 

o
  20
  arctg 
c
os(0)



2.cos(0)
 ZH 
 1, 76
sin(2.20)

 tw  arctg 

Cặp bánh răng bằng thép : ZM = 275 (Mpa1/2)
Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (6.88):

Z 

1



Với :



 1 1 
   cos
 z1 z 2  

   1,88  3, 2 



1 
 1
 1,88  3, 2  
  cos(0)=1,8
 56 144  

 Z  0, 745
Hệ số tải trọng tính :
K H  K H  .K Hv .K H  1,027.1,02.1,13  1,18

KHα = 1,13 (tra bảng 6.11)
H 

275.1, 76.0, 745 2.451137, 68.1,18.3,57
 391,5( MPa)
112
100.2,57

Tính lại ứng suất cho phép theo công thức (6.39):

 H    0 H lim

K HL Z R Z V .Kl K xH
sH

Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR =1
Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì :
SVTH: Nguyễn Anh Khoa

25

MSSV: G0901235