ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY ĐỀ 4 FULL_SPKT

MỤC LỤC
MỤC LỤC......................................................................................................................................................1


SỐ LIỆU ĐẦU VÀO
1. Cho sơ đồ hệ thống dẫn động như hình 01, và sơ đồ tải trọng như
hình 02
Gồm
1.
2.
3.
4.
5.

Động cơ điện
Nối trục đàn hồi
Hộp giảm tốc 2 cấp
Bộ truyền xích
Bộ phận công tác - Xích tải

Sơ đồ
H02: Sơ đồ tải trọng
2. Số H01:
liệu thiết
kếdẫn
độngvòng trên xích tải (2F) : 3600
• Lực
(N)
• Vận tốc xích tải (v)
: 1
(m/s)

• Số răng đĩa xích tải (Z)
: 9
(răng)
• Bước xích tải (p)
: 160
(mm)
• Số năm làm việc (a)
: 4
(năm)
3. Đặc điểm tải trọng:
Tải trọng va đập nhẹ và quay một chiều.
4. Ghi chú:
Một năm làm việc 300 ngày, một ngày làm việc 2 ca, 1 ca 8 giờ.
Sai số cho phép về tỉ số truyền Δu = (2÷3) %

1


PHẦN I: TÍNH ĐỘNG HỌC
1.1 Chọn động cơ điện
Công suất làm việc được tính theo công thức 2.11 [1, trang 20]
F .v 3600.1
Plv = t =
= 3, 6 (Kw)
1000 1000
Công thức trên trục động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 [1, trang 19]
Pct =

Pt
ηht

Theo công thức 2.9 [1, trang 19] ta có
2
ηht =ηnt .ηol2 .ηbr
.ηx =1.0, 99 4.0, 97 2.0, 96 =0, 87
Trong đó
ηnt = 1 hiệu suất nối trục đàn hồi
ηol = 0,99 hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ηbr = 0,97 hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc
ηx = 0,96 hiệu suất bộ truyền xích
Tải trọng thay đổi công tương đương được tính theo công thức 2.13 và 2.14
[1, trang 20]
Ti

Pt = Ptđ = Plv .

∑( T ) .ti
∑ti
Ptđ

2

T
0,8.T 2
( ) 2 .0, 7tck + (
) .0,3tck
T
T
= 3, 08
= 3, 4( Kw)

tck

3, 4
= 3, 9( KW ).
η
0,87
Vận tốc quay (sơ bộ của động cơ)
Số vòng quay trục làm việc:
Pct =

V =

=

Z .P.n
60000.V 60000.1
⇒ nlv =
=
= 41, 67 (vòng/phút)
60.1000
Z. p
9.160

Trong đó:
V: vận tốc xích tải (m/s)
Z: số răng đĩa xích tải (răng)
P: bước xích tải (mm)
u sb = 24 ÷ 200, chọn u sb = 25
Số vòng quay sơ bộ: nsb = usb.nlv = 25.41,67 = 1041,75 (vòng/phút)
Trong đó nsb : số vòn quay sơ bộ của động cơ điện

nlv : số vòng quay của trục công tác
2


Theo nguyên lý làm việc thì phải chọn động cơ có công suất lớn hơn công suất làm
việc Pđc > Pct. chọn nđb =1500 (vòng/phút)
Theo bảng phụ lục P1.3 chọn động cơ 4A112M4Y3
Có: công suất động cơ Pđc= 5,5 Kw
Vận tốc quay nđc= 1425 (vòng/phút)
Bảng thông số động cơ điện
Thông số
Kí hiệu
Công suất cần thiêt của động cơ
Pct
(kw)
Số vòng quay của trục làm việc
nlv
(v/ph)
Chọn tỷ số truyền của bộ truyền
ux
xích
Chọn số đôi cực
2p
Số liệu động cơ điện
Nhãn động cơ
Công suất động cơ (kw)
P
Số vòng quay của trục động cơ
nđc
(v/ph)

Hệ số quá tải
K qt

Công thức,bảng
Công thức 2.8 đến 2.14
Công thức 2.17
Bảng 2.4

Kết quả
3,6
41,67
3
2

Bảng 1.3
4A1124Y3
5,5
1425
2

Khối lượng động cơ (kg)
Đường kính trục đọng cơ (mm)

G
d đc

Bảng p1.7

Tỷ số truyền của hệ thống dẫn
động

Tỷ số truyền của hộp

U ht

Công thức 2.15

34,2

U hgt

U hgt =

U ht

11,4

Ux

56
32

3


1.2 Phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Tỷ số truyền của hệ thống
n
1425
U ht = đc =
= 34, 2

nlv
41, 67
1.2.2 Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền
- Theo công thức (2.15) U ht = U ng .U hgt = U x .U hgt
Chọn Ux = 3
U hgt =

U ht 34, 2
=
= 11, 4
Ux
3

Ta có U hgt = U12 .U 23 mà U12 = (1,2 ÷1,3).U 23
Chọn U12 = 1,2U 23 Do đó U 23 =

U hgt
1, 2

=

11, 4
= 3, 08 suy ra
1, 2

U12 = 3, 7

-Kiểm tra sai lệch tỷ số truyền
U pp = U x .U12 .U 23 = 3.3, 08.3, 7 = 34,188
Do đó ∆U =

U ht −U pp
U ht

.100% =

34,188 − 34, 2
.100% = 0, 035%
34, 2

⇒ Hợp lí với yêu cầu sai số tỷ số truyền ∆U = (2 ÷ 3)%

1.3 Các thông số trên các trục
Vận tốc quay các trục
+ số vòng quay qua trục 1: n1 =

ndc
1425
=
=1425 (v/ph)
unt
1

+ số vòng quay qua trục 2: n2 =

n1 1425
=
= 385 (v/ph)
u12
3, 7

+ số vòng quay qua trục 3: n3 =

n2
385
=
= 125 (v/ph)
u23 3, 08

Các thông số trên các trục
- Công suất trên trục 3: P3 =

Plv
P
3, 6
= lv =
= 3, 79 (kw)
η34 η x .ηol 0,96.0,99

- Công suất trên trục 2: P2 =

P2

η23

=

P3
3, 79
=

= 3, 95 (kw)
ηol .ηbr 0, 99.0, 97

4


- Công suất trên trục 1: P1 =

P2
P2
3,95
=
=
= 4,16 (kw)
η12 ηol .ηbr 0,99.0,97

- Công suất trên trục động cơ: Pđcct =

P1
P1
4,16
=
=
= 4, 2 (kw)
η01 ηol .ηnt 0,99.1

Mômen xoắn trên các trục
- Mômen trên trục động cơ
9, 55.106.Pđcct 9, 55.106.4, 2
Tđc =

=
= 28147, 37( N .mm)
nđc
1425
- Mômen trên trục 1: T1 =

9, 55.106.P1 9,55.106.4,16
=
= 27879, 30( N .mm)
n1
1425

- Mômen trên trục 2: T2 =

T2* 9,55.106.P1 9,55.106.3,95
=
=
= 48990, 26( N .mm)
2
2.n2
2.385

- Mômen trên trục 3: T3 =

9, 55.106.P3 9, 55.106.3, 79
=
= 289556( N .mm)
n3
125

- Mômen trên trục làm việc:
9, 55.106.Plv 9,55.106.3, 6
Tlv =
=
= 825052( N .mm )
nlv
41, 67
1.4 Bảng thông số động học
ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
Trục
Thông
Số
Công suất P
(kW)
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n,
(vg/ph)
Moomen xoắn
(T, N.mm)

Động cơ

I

II

III

4,2

4,16

3,95

3,79

1
1425
28147,37

3,7

Công tác
3,6
3

3,08

1425

385

125

41,67

27879,3

48990,26

289556

825054

5


PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN
I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Công suất : P1
Số vòng quay : n1
Tỉ số truyền

3,79 kW
125 v/p
3

Momen xoắn : T1

289556 N.mm

Điều kiện làm việc

+tải trọng va đập
+trục xích điều chỉnh được
+Làm việc 2 ca
+môi trường làm việc có bụi
+bôi trơn nhỏ giọt

1.1 Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ và va đập nhẹ nên chọn xích con lăn.
1.1.1 Chọn số răng đĩa xích
Với tỉ số truyền u = 3
Theo bảng 5.4 [1, trang 80] chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa tải) z1 = 25
Số răng đĩa lớn (đĩa bị tải)
z2 = u.z1 = 3.25 = 75 < zmax =120
1.1.2 Xác định bước xích
Công suất tính toán, theo công thức 5.5 [1, trang 83]
P .k .k z .kn
Pt = 1
Trong đó P = 3,79 kw
kd
Hệ số răng kz: k z =
Với

25 25
=
=1
Z1 25

Hệ số vòng quay kn: kn =

n01 200
=
= 1, 6
n1 125

n01 = 200 (tra bảng 5.5) [1, trang 81]
n1 = 125 số vòng quay của xích tải
6

Tính hệ số điều kiện sử dụng k
Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 [1, trang 81, 82]
k= k0.ka.kdc.kd.kc.kbt
Trong đó: k0=1 đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang < 600
ka=1,25 a = 25p
kdc=1 vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
kd=1,5 tải trọng va đập nhẹ
kc=1,25 bộ truyền làm việc 2 ca
kbt=1,3 môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II
Vậy k = 1.1,25.1.1,5.1,25.1,3=3,05
Hệ số phân bố không điều tải trọng cho các dãy xích
Chọn xích 2 dãy: kd = 1,7
3, 05.1.1, 6.3, 79
= 10,88(kw)
⇒ Pt =
1, 7
Chọn bước xích
Theo bảng 5.5 [1, trang 81] với n01 = 200 (v/ph) chọn bộ truyền xích có bước xích p
= 25,4
Thỏa mản điều kiện bền mòn Pt < [P] =11 (kw)
Sai lệch công suất
[P ] − Pt
11 −10,88
∆P = t
.100% =
.100% = 1,1% < 10%
[Pt ]
11

1.1.3 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
- Khoảng cách trục trục sơ bộ
asb = 25.p = 25.25,4 = 635 (mm)
- Xác định số mắt xích
Theo công thức 5.12 [1, trang 85]
2.asb Z1 + Z 2
p ( Z 2 − Z1 ) 2 2.635 25 + 75 25, 4 (75 − 25) 2
x=
+
+
.
=
+
+
.
= 102, 53
p
2
asb
4.π 2
25, 4
2
635
4.π 2

Chọn x= 104 mắt xích
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 [1, trang 85]
a=

Z + Z2

Z + Z2 2
Z − Z1 2
1
. p.[x- 1
+ (x − 1
) − 2( 2
)
4
2
2
π

1
25 + 75
25 + 75 2
75 − 25 2
= .25, 4.[104+ (104 −
) − 2(
) = 654, 59(mm)
4
2
2
π
7


- Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt
∆a = (0, 002 ÷ 0, 004) a = 1,31 ÷ 2, 62(mm)
1 lượng:
Vậy chọn a = 652 (mm)

1.1.4 Kiểm nghiệm số lần va đập của xích trong 1 giây
Theo công thức 5.14 [1, trang 85]
(theo bảng 5.9)

8


1.1.5 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo công thức 5.15 [1, trang 85]
S=

Q
≥ [s ]
kt .Ft + F0 + Fv

Trong đó
Q = 113400 (bảng 5.2) [1, trang 78]
Kt = 1,2
chế độ làm việc trung bình
Ft: lực vòng
1000.P1 1000.3, 79
Ft =
=
= 2871, 21( N )
V1
1,32
Với v1 =

z1. p.n1 24, 5.25.125
=

= 1,32 (m/s)
60000
60000

Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra
Fv = q.v2 = 5.1,322 = 8,71 N
Fo : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
Fo= 9,81. Kf.q.a
= 9,81.6.5.0,562 = 191,88 N
Với q = 5 kg (bảng 5.2) [1, trang 78]
Kf = 6 bộ truyền nằm ngang
Theo bảng 5.10 [1, trang 86] với n = 200 v/ph chọn [S]=8,2
Q
113400
⇒s=
=
= 31,1 > [s]
kt .Ft + F0 + Fv 1, 2.2871, 21 + 191,88 + 8, 71
Vậy bộ truyền xích đảm bảo điều kiện bền
1.1.6 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Theo công thức 5.18 [1, trang 87]
σ H = 0, 47

kr ( Ft .k® + Fv® ) .E
A.K d

≤ [σH ]

] ứng suất tiếp súc cho phép MPa
Fvđ = 13.10−7.n1. p 3 .m = 13.10−7.125.25, 43.1 = 2, 66 ( N ) công thức 5.19 [1, trang 87]

Kd = 1,7 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy
Ft = 3301,89 (N)
E = 2,1.105 (MPa) Mođun đàn hồi
kr = 0,42 Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z1=25)
9


A = 306 (mm2) Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A (bảng 5.12) [1, trang 87]
⇒ σ H = 0, 47.

0, 42.(2871, 21.1,5 + 2, 66).2,1.105
= 401, 75( MPa)
306.1, 7

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho
phép
] = 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa xích dẫn
Tương tự với σ H 2 < σ H 1 (do n2 < n1 nên Fvđ2 < Fvđ1)
1.1.7 Lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20 [1, trang 88]
Fr= Kx.Ft
Trong đó:
Kx= 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nằm ngang hoặc
nghiêng một góc < 40ο
Ft= 2871,21 (N) ⇒ Fr= 2871,21.1,15= 3301,89 (N)
1.1.8 Lập bảng kết quả tính toán
Số liệu đầu vào
Công suất trên trục dẫn P1 = 3,79 kw
Số vòng quay trên trục dẫn n1 = 125 vòng/phút

Tỷ số truyền của bộ truyền xích u = 3
Kết quả tính toán
Thông số
Ký hiệu
Loại xích
Số dãy xích
Đường kính đĩa xích dẫn
d1 (mm)
Đường kính đĩa xích bị dẫn
d2 (mm)
Bước xích
p (mm)
Số răng đĩa xích dẫn
Z1
Số răng đĩa xích bị dẫn
Z2
Số mắt xích
x
Khoảng cách trục
a (mm)
Lực tác dụng lên trục
Fr (N)

Giá trị
Xích con lăn
2 dãy
202,66
606,56
25,4
25

75
104
652
3301,89

10


II. BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC
2.1 Bộ truyền cấp nhanh - bộ truyền bánh răng trụ răng chữ V
Số liệu đầu vào
Công suất trên trục dẫn
Số vòng quay trên trục dẫn
Tỷ số truyền của bộ truyền
Momen xoắn trên trục dẫn

P1 = 4,16 kw
n1 = 1425 vòng/phút
u1 = 3,7
T1 = 13939,65 N.mm

2.1.1 Chọn vật liệu
+ Hộp giảm tốc công suất nhỏ, nên chọn vật liệu nhóm I, có độ rắn HB ≤ 350
+ Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt, và theo quan điểm thống nhất
hoá thiết ta chọn vật liệu bánh răng như sau:
Theo bảng 6.1 [1, trang 92] ta chọn:
 Bánh nhỏ: thép C45 thường hóa. Đạt độ rắn HB = 170÷217
σ ch1 = 340 ( MPa )
• σ b1 = 600 ( MPa )
,

• Chọn đô rắn HB1 = 180
 Bánh lớn (bị dẫn): thép C45 thường hóa. Đạt độ rắn HB = 170÷217
σ ch 2 = 340 ( MPa )
• σ b 2 = 600 ( MPa )
,
• Chọn đọ rắn HB2 =170
2.1.2 Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc [σ H ] cho phếp tính theo công thức 6.1 [1, trang 91]

[σH ] =

σ 0 HLIM . .K HL .Z R .ZV .K XH
SH

Với

σ

o
HLIM

: Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với chu kì cơ sở.

K HL : Hệ số tuổi thọ
S H : Hệ số an toàn
Z R : Hệ số ảnh hưởng tới độ nhám mặt răng
ZV : Hệ số ảnh hưởng đến tốc độ vòng

K XH : Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy Z R .ZV .K XH = 1 khi đó
11


[σH ] =

σ 0 HLIM . .K HL
SH

Theo bảng 6.2 [1, trang 94] đối với thép C45 thường hóa đạt HB ≤ 350
o
Có: σ H lim = 2 HB + 70
S = 1,1
H

Với: bánh nhỏ: HB1 = 180, bánh lớn: HB2 = 170
Nên: σ Ho lim1 = 2.180+70 = 430 (Mpa)
σ Ho lim 2 = 2.170+70 = 410 (Mpa)
1

* Hệ số tuổi thọ:

K HL

N
= ( HO ) mH
N HE

Trong đó

+ mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
mH = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350
+ N HO - số chu kì cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.5 [1, trang 9] NHo = 30 HB2,4
Do đó: NHo1 = 30.1802,4 = 7,76.106
NHo2 = 30.1702,4 = 6,76.106
Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi. Nếu số chu kì thay đổi ứng suất tương
đương được tính theo 6.7 [1, trang 93].
NHE =60.c.Σ (Ti / Tmax)3.ni.ti
Với: * N HE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
* c =1 số lần ăn khớp trong 1 lần quay.
* Ti moment xoắn ở chế độ i.
* ni = 1425(v/p) số vòng quay bánh dẫn.
* ti = 8.2.300.4 = 19200 (h) tổng thời gian làm việc.
=> NHE1 = 60.1.(0,7+0,83.0,3) .1425.19200 = 1,4.109
N
N HE 2 = HE1 = 3,78.108
Và
u1
Ta có
K HL = 1

N HE1 > N HO1 nên thay N HE1 = N HO1
N HE2 > N HO2 nên thay N HE2 = N HO2
và
K HL2 = 1

Ứng suất tiếp xúc sơ bộ. Được xác định :
12

Theo công thức (6.1a) [1, trang 93]

[ σ H ] =σ Hlim .

K HL
SH

SH: Là hệ số an toàn khi tiếp xúc và cuốn, tra bảng 6.2 [1, trang 94] → S H =1,1 với
KHL1 = KHL2=1.
410
430
= 390,9 (MPa)
[σ H 2 ]=
= 372, 7 (MPa)
Nên: [σ H 1 ] =
1,1
1,1
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng chữ V do đó theo công thức 6.12 [1, trang 95]
[σ ] + [σ H 2 ]
[σ H ] = H 1
= 381,8( MPa) < 1, 25.[σ H 2 ]
2
Ứng suất uốn

[σ F ]

[σF ] =

cho phép theo công thức 6.2 [1, trang 91]

σO FLIM .K FL
SF

.K FC .YR .YS K XF

Trong đó:

σ

O
FLIM

: giới hạn bền mõi uốn của mặt răng ứng với chu kì cơ sở.

K FL : hệ số tuổi thọ.

S F : hệ số an toàn.
K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.

YR : hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt lươn chân răng.
YS : hệ số ảnh hưởng ộ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất.

K XF : hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng.

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy YR .YS .K XF = 1 khi đó

[σF ] =

σO FLIM .K FL .K FL

SF

Theo bảng 6.2 [1, trang 94] với thép C45, thường hóa

σ

o
FLIM

= 1,8HB ; S F = 1,75

Với HB1 = 180 ; HB2 = 170 suy ra

σ

o
FLIM 1

σ

= 1,8.180 = 324 Mpa

*Hệ số tuổi thọ

K FL

N
=  FO
 N EF

o
FLIM 2

=1,8.170 = 306 Mpa

1

 mF


13


Trong đó:
- m F : bậc của đường cong mỏi khi tính về uốn, m F = 6 khi HB ≤ 350
6
- N FO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi tính độ bền uốn, N FO = 4.10 đối với

tất cả các loại thép.
N F 01 = N F 02 = 4.10 6 (chu kì)
N EF -số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương

Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi
Theo công thức 6.8 [1, trang 93]:

(

N FE = 60 .c ∑ (T i / Tmax)mF.n i .t i

⇒ N FE1 = 60.1.1425.19200. 0, 7 + 0,86.0, 3

⇒ N FE 2 =

)

= 1, 28.109

N FE1
= 3, 45.108
u1

Số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn
NFE1 > NFO1 và NFE2 > NFO1
N EF 2 = N F 02 ⇒ K FL 2 = 1 ; K FL1 = 1
Thay N EF 1 = N F 01
Vậy theo công thức (6.2a) [1, trang 93] sơ bộ ta tính được:
[ σ F1 ] = 185,14 ( MPa )
[ σ F 2 ] = 174,86 ( MPa )
Theo công thức (6.13 & 6.14) [1, trang 95], ứng suất quá tải cho phép.
* [ σ H ] max =2,8.σ ch2 = 2,8 × 340 = 952 MPa

* [ σ F1 ] max =0,8.σ ch1 = 0,8.340 = 272 MPa
* [ σ F2 ] max =0,8.σ ch2 = 0,8.340 = 272 Mpa
2.1.3 Xác định các thông số cơ bản bộ truyền
- Xác định sơ bộ khoảng cách aw:
3

Theo công thức 6.15a [1, trang 96]:

a w = K a .(u +1).

T1.K Hβ

[ σH ]

2

.u.Ψba

Trong đó:
* với răng thẳng: K a = 43 (MPa1/3): hằng số phụ thuộc vào vật liệu ở cặp
bánh răng và loại răng tra bảng 6.5 [1, trang 96].
14


*tỷ số truyền: u1 = 3,7
* mômen tren trục bánh nhỏ: T 1 = 13939,65 (N.mm).
* ứng suất tiếp xúc cho phép : [ σH ] = 381,8 MPa
* Ψba = 0,3 tra bảng 6.6 [1, trang 97].
Theo công thức (6.16) [1, trang 97] Ψbd = Ψab .

u +1
3, 7 +1
= 0, 3.
= 0, 71
2
2

* K H β = 1,12 hằng số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc , theo bảng 6.7 [1, trang 98].
=> aw = 43.(3, 7 + 1). 3

13939, 65.1,12
= 92, 7(mm)
381,82.3, 7.0,3

Chọn aw = 120 mm
2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp
a. Xác định modun m
Theo bảng 6.17 [1, trang 97]: m = (0,01÷0,02).a w1 = (0,01÷0,02).120 = (1,2÷2,4)
mm
mn = 1,5 (mm)
Theo bảng 6.8 [1, trang 29], Chọn môđun pháp
b. Xác định số răng và góc nghiên β
Chọn sơ bộ β = 35o , do đó cos β = 0,8192
- Theo công thức 6.31 [1, trang 103], ta có
+ Số răng bánh nhỏ:
Z1 =

aw .2 cos β 120.2.0,8192
=
= 27,89 lấy Z1 =28 răng
m.(u + 1)
1,5. ( 3, 7 + 1)

+ Số răng bánh lớn :
Z2 = u. z1=3,7.28= 103,6 chọn Z2 =104 răng
- Do đó tỉ số truyền thực sẽ là u1 =
Góc nghiêng bánh răng

104

= 3, 71
28

⇒ β = 34, 4ο

2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Theo công thức 6.33 [1, trang 105]:
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc
15


σH =

Z M .Z H .Z ε 2.T1.K H α .K H β .K HV .(ut +1)
.
d w1
ut .bw

Zm- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
- Theo bảng 6.5 [1, trang 96] : Zm = 274 MPa1/3
- Theo công thức 6.35 [1, trang 105] : tg β b = cos α t .tg β
Với

αt = αtw

tgα
tg 20ο
= arctg
= arctg
= 23,8ο

cos β
cos 34, 4

⇒ tg β b = cos(23,8).tg(34,4) = 0,6265

⇒

βb = 32,1ο

β b -góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

Do đó theo công thức 6.34 [1, trang 105]: Z H =

2.cos βb
2.cos 32,1
=
= 1, 51
sin(2.α wt )
sin(2.23,8)

ZH- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Theo công thức 6.37 [1, trang 105]

εβ =

bw .sin β 36.sin 34, 4
=
= 4,32
m.π
1,5.π

Với

bw = ψ ba .aw = 0,3.120 = 36( mm)

Do đó theo công thức 6.36c [1, trang 105] (khi ε β > 1 )
Zε =

1
1
=
= 0, 75
εα
1, 76

-Theo công thức 6.38b [1, trang105] ε α = [1,88 − 3, 2.(

1
1
+ )].cos β = 1, 76
Z1 Z 2

16


- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

d w1 =

2 aw

2.120
=
= 50,96(mm)
ut + 1 3, 71 + 1

- Theo công thức (6.40) [1, trang 106] vận tốc vòng:
v=

π .d w1.n1 π .50, 96.1425
=
= 3,8(m / s )
60000
60000

- Theo bảng 6.13 [1, trang 106] với v = 3,8 m/s ta dùng cấp chính xác 9
- Theo bảng 6.14 [1, trang 107] với cấp chính xác 9 và v < 5 m/s chọn k H α = 1,16
- Công thức (6.42) [1, trang 107]

VH = δ H .g 0 .v.

aw1
u1

- Theo bảng 6.15 và 6.16 [1, trang 107]
Ta chọn δ H = 0,002 (răng chữ V)
⇒ VH = 0, 002.73.3,8.

g0 = 73 (vì mn < 3,55)

120

= 3,16
3, 71

- Công thức (6.41) [1, trang 107] KHV: hệ số kể đến tải trọng trong vùng ăn khớp

K HV = 1 +

ν H .bw1.d w1
2.T1.K H β .K H α

=1 +

3,16.36.50, 96
= 1,16
2.13939, 65.1,12.1,16

- Công thức (6.39) [1, trang 106] KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ.KHα.KHv = 1,12.1,16.1,16 = 1,51
-Suy ra: σ H =

274.1,51.0, 75 2.13939, 65.1,51.(3, 71 + 1)
.
= 234, 6( MPa)
50,96
36.3, 71

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
0,1
0,1
- Với V = 3,8 < 5 m/s ⇒ Z v = 0,85.v = 0,85.3,8 = 0,97

- Với cấp chính xác động học 9. Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó
cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…..1,5 µ m, do đó Zr = 0,95
17


- Với da < 700 mm, KXH =1
- Theo 6.1 và 6.1a [1, trang 91 & 93]

[σ H ] = [σ H ].ZV .Z R .K XH = 381,8.0,97.0,95.1 = 351,83( MPa)
Như vậy σ H < [σ H ] thỏa mản độ bền ứng suất tiếp xúc.
2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Theo công thức (6.43) [1, trang 108]

σF 1 =

2T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

- Theo bảng 6.7 [1, trang 98] KFβ = 1,24
- Theo bảng 6.14, 6.15 và 6.16 [1, trang 107]
V < 5 (m/s) cấp chính xác 9 =>
δ F = 0,006; g o = 73

- Công thức (6.47) [1, trang 109]
VF = δ F .g 0 .v.

aw
120
= 0, 006 × 73 × 3,8.

= 9, 47( m / s)
ut
3, 71

- Công thức (6.46) [1, trang 109]
K FV = 1 +

vF .bw .d w1
9, 47.36.50, 96
=1+
= 1, 72
2.T1.K F β .K Fα
2.13939,15.1, 24.1, 4

- Công tức (6.45) [1, trang 109]
K F = K F β .K Fα .K FV = 1, 24.1, 4.1, 71 = 2,99

Với ε α = 1, 76 ; Yε =

1
1
=
= 0,57
εα 1, 76

18


Với β = 34, 4ο ;

Yβ = 1 −

β
34, 4
=1−
= 0, 75
ο
140
140ο

Y ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y β : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
- Số răng tương đương:
Z v1 =

Z1
28
=
= 49,87 ⇒ Z = 50 (răng)
3
v1
cos β ( 0,825 ) 3

Zv2 =

Z2
104
=
= 185, 2 ⇒ Z v 2 =185 (răng)
3

cos β ( 0,825 ) 3

- Theo bảng 6.18 [1, trang 109] ta được:

YF 1 = 3, 65

YF 2 = 3, 6

mn = 1,5 mm

Ys = 1, 08 − 0, 0695.ln(mn ) = 1, 08 − 0, 0695.ln1,5 = 1, 05

YR = 1 ;

K xF = 1 (

< 400 mm)

- Do đó theo công thức 6.2 & 6.2a [1, trang 91 & 93]
[σ F 1 ] = [σ F 1 ].YR .YS .K xF = 185,14.1.1, 05.1 = 194, 4( MPa)
[σ F 2 ] = [σ F 2 ].YR .YS .K xF = 174,86.1.1, 05.1 = 183, 6( MPa)

- Thay vào công thức
σ F1 =

2.13939,65.2,99.0,57.0, 75.3, 65
= 47, 27 MPa < [σ F 1 ] = 185,14 MPa
36.50,96.1,5

σ F2 =

σ F 1.YF 2 47, 27.3, 6
=
= 46, 62 MPa < [ σ F 2 ] = 174,86MPa
YF 1
3, 65

⇒ độ bền uốn đạt yêu cầu
2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải
- Theo công thức (6.48) [1, trang 110]
19


K qt =

Tmax
=1
T

σ H max = σ H . K qt = 234, 6MPa < [σ H ]max = 952MPa
σ F 1max = σ F 1.K qt = 47, 27 MPa < [σ F 1 ]max = 272 MPa
σ F 2max = σ F 2 .K qt = 46, 62 MPa < [σ F 2 ]max = 272 MPa

2.1.8 Các thông số và kích thước bộ truyền
- Theo công thức trong bảng 6.11 [1, trang 104], ta được:
+ Đường kính vòng chia:
d1 =

m.Z1 1,5.28
=

= 50,91(mm)
cos β 0,825

d2 =

m.Z 2 1,5.104
=
= 189, 09( mm)
cos β
0,825

+ Đường kính đỉnh răng:
d a1 = d1 + 2.m = 50,91 + 2.1,5 = 53,91(mm)
d a 2 = d 2 + 2.m = 189, 09 + 2.1,5 = 192, 09(mm)

+ Đường kính đáy răng:
d f 1 = d1 − 2,5.m = 50,91 − 2,5.1,5 = 47,16 ( mm )

d f 2 = d 2 − 2,5.m = 189, 09 − 2,5.1,5 = 185,34 ( mm )

Lực tác dụng lên trục theo công thức 10.1 [1, trang 184]
2.T

1
+ Lực vòng: Ft1 = d =
w1

2.13939, 65
= 547, 06( N ) .
50,96

F .tg

t1
α w1
+ Lực hướng tâm: Fr1 = cos β =

547, 06.tg (23,8)
= 292, 46( N ) .
0,825

20


+ Lực dọc trục: Fa1 = Ft1.tg β = 547,06.tg (34, 4) = 374,58( N ) .
Trong đó:

T1: mô men xoắn trên trục bánh 1 (N.mm)
α tw1 : góc ăn khớp.
d w1 : đường kính vòng lăn bánh 1 (mm).
β : góc nghiêng răng.

+Công suất: P1 = 4,16 (kw)
+Tỷ số truyền: u1 = 3,7
+Số vòng quay: n1 = 1425 (vòng/phút)
+Mômen xoắn: T1 = 13939,65 (N.mm)
Thông số
Kí hiệu (đơn vị)
Khoảng cách trục
aw1 (mm)
mn (mm)

Modun pháp
Số răng bánh 1
Z1
Số răng bánh 2
Z2
Tỉ số truyền thực tế
u1
Góc nghiêng của răng
β (độ)
Chiều rộng vành răng
bw (mm)
Vòng chia
d (mm)
da (mm)
Các
đường Đỉnh răng
Đáy răng
df (mm)
kính

Giá trị
120
1,5
28
104
3,71
34,4
bw1 = 41

bw 2 = 36

d1 = 50,91

d 2 = 189,09

d a1 = 53,91

d a 2 = 192,09

d f 1 = 47,16

d f 2 = 185,34

Ft1 = 547, 06

Lực tác dụng lên trục

F(N)

Fr1 = 292, 46

Fa1 = 374,58

21


2.2 Bộ truyền cấp chậm - bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Số liệu đầu vào
Công suất trên trục dẫn
P1 = 3,95 kw

Số vòng quay trên trục dẫn
n1 = 385 vòng/phút
Tỷ số truyền của bộ truyền
u = 3,08
Momen xoắn trên trục dẫn
T1 = 97980,52 N.mm
2.2.1 Chọn vật liệu
+ Hộp giảm tốc công suất nhỏ, nên chọn vật liệu nhóm I, có độ rắn HB ≤ 350
+ Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt, và theo quan điểm thống nhất
hoá thiết ta chọn vật liệu bánh răng như sau:
Theo bảng 6.1 [1, trang 92] ta chọn:
 Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện. Đạt độ rắn HB = 241÷285
σ ch1 = 580 ( MPa )
• σ b1 = 850 ( MPa )
,
• Chọn đô rắn HB1 = 255
 Bánh lớn (bị dẫn): thép C45 tôi cải thiện. Đạt độ rắn HB = 192÷240
σ ch 2 = 450 ( MPa )
• σ b 2 = 750 ( MPa )
,
• Chọn đọ rắn HB2 =245
2.2.2 Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc [σ H ] cho phếp tính theo công thức 6.1 [1, trang 91]

[σH ] =

σ 0 HLIM . .K HL .Z R .ZV .K XH
SH

Với

σ

o
HLIM

: Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với chu kì cơ sở.

K HL : Hệ số tuổi thọ
S H : Hệ số an toàn
Z R : Hệ số ảnh hưởng tới độ nhám mặt răng

ZV : Hệ số ảnh hưởng đến tốc độ vòng
K XH : Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy Z R .ZV .K XH = 1 khi đó

[σ H ] =

σ 0 HLIM . .K HL
SH
22


Theo bảng 6.2 [1, trang 94] đối với thép C45 tôi cải thiện đạt HB ≤ 350 (180÷350)
Có: σ o H lim = 2HB + 70
S = 1,1
Với:
- Bánh nhỏ: HB1 = 245, bánh lớn: HB2 = 235
Nên: σ Ho lim1 = 2.255+ 70 = 580 (Mpa)

H

σ Ho lim 2 = 2.245+70 = 560 (Mpa)

* Hệ số tuổi thọ:
1

K HL

N
= ( HO ) mH
N HE

Trong đó

+ mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
mH = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350
+ N HO - số chu kì cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.5 [1, trang 93]
NHo = 30 HB2,4
Do đó: NHo1 = 30.2552,4 = 1,79x107
NHo2 = 30.2452,4 = 1.63x107
Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi. Nếu số chu kì thay đổi ứng suất tương
đương được tính theo 6.7 [1, trang 93].
NHE =60.c.Σ (Ti / Tmax)3.ni.ti
Với: * N HE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
* c =1 số lần ăn khớp trong 1 lần quay.
* Ti moment xoắn ở chế độ i.
* ni = 385(v/p) số vòng quay bánh dẫn.
* ti = 8.2.300.4 = 19200 (h) tổng thời gian làm việc.

=> NHE1 = 60.1.(0,7+0,83.0,3).385.19200 = 3,79.108
N
N HE 2 = HE1 = 1, 23.108
Và
u1
Ta có

N HE1 > N HO1 nên thay N HE1 = N HO1
N HE2 > N HO2 nên thay N HE2 = N HO2
K HL = 1
và
K HL2 = 1
Ứng suất tiếp xúc sơ bộ. Được xác định :
23


Theo công thức (6.1a) [1, trang 93]

[ σ H ] =σ Hlim .

K HL
SH

SH: Là hệ số an toàn khi tiếp xúc và cuốn, tra bảng 6.2 [1, trang 94] → S H =1,1 với
KHL1 = KHL2=1.
580.1
= 527, 27 (MPa)
Nên: [σ H 1 ] =
1,1
560.1

[σ H 2 ]=
= 509, 09 (MPa)
1,1

[σ H 1 ] > [σ H 2 ] nên chọn [σ H ] = [σ H 2 ] = 509, 09( MPa)
Ứng suất uốn

[σ F ]

[σF ] =

cho phép theo công thức 6.2 [1, trang 91]

σ O FLIM .K FL
SF

.K FC .YR .YS K XF

Trong đó:

σ

O
FLIM

: giới hạn bền mõi uốn của mặt răng ứng với chu kì cơ sở.

K FL : hệ số tuổi thọ.
S F : hệ số an toàn.

K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
YR : hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt lươn chân răng.

YS : hệ số ảnh hưởng ộ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất.
K XF : hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng.

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy YR .YS .K XF = 1 khi đó

[ σF ] =

σ O FLIM .K FL
SF

Theo bảng 6.2 [1, trang 94] với thép C45, tôi cải thiện
o
σ FLIM = 1,8HB ; S F = 1,75
Với HB1 = 255 ; HB2 = 245 suy ra

σ
σ

o
FLIM 1
o
FLIM 2

= 1,8.255 = 459 Mpa
= 1,8.245 = 441Mpa
1

*Hệ số tuổi thọ

K FL

 N  mF
=  FO 
 N EF 
24