đồ án Đề số 14: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộnPhương án : 19

ĐỀ TÀI
Đề số 14: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn
Phương án : 19

Hệ thống dẫn động thùng trộn: 1-Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
2-Bộ truyền đai thang; 3-Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn trụ;
4- Nối trục đàn hồi; 5- thùng trộn.
( Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ).
Thông số đầu vào:
1. Công suất trên trục thùng trộn là P= 5,5 (kw)
2. Số vòng quay trên trục thùng trộn là n= 30 vg/ph
3. Thời gian phục vụ là L=4 năm
4. Số ngày làm /năm là Kng=210 ngày
5. Số ca làm việc trong một ngày là 1 ca
6. t1= 35 ; t2= 20 ; T1=T ; T2=T
7. Đặc tính làm việc : va đập nhẹ
Yêu cầu:
1 bản thuyết minh , 1 bản vẽ lắp A0 , 1 bản vẽ chi tiết.
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 hệ thống truyền động cơ khí 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 Cơ lý thuyết, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật, Vẽ cơ khí...; 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 Cơ khí, đây là điều rất cần thiết
với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy, các thầy cô và các bạn trong 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 và các bạn.

Sinh viên thực hiện

MỤC LỤC


Lời nói đầu
Phần 1 – Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
1.1 Công suất tính toán
1.2 Chọn tỉ số truyền sơ bộ
1.3 Chọn động cơ
1.4 Phân phối lại tỉ số truyền
1.5 Tính oán các thông số trên trục hệ dẫn động
1.6 Bảng các thông số động học
Phần 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền đai thang
2.1 Chọn loại vật liệu của đai
2.2 Các thông số của bộ truyền
2.3 Các lực tác dụng lên bộ truyền

2.4 Ứng suất lớn nhất trong dây đai
2.5 Tuổi thọ đai
Phần 3: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn thẳng
3.1 Chọn vât liệu răng
3.2 Xác định ứng suất cho phép
3.3 Tính toán bộ truyền bánh răng côn
3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
3.6 Kiểm nghiệm răng về độ quá tải
3.7 Các thông số hình học của bộ truyền
Phần 4 : Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
4.1 Chọn vật liệu răng
4.2 Xác định ứng suất cho phép
4.3 Tính toán bộ truyền bánh răng côn
4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
4.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
4.6 Kiểm nghiệm răng về độ quá tải
4.7 Các thông số hình học của bộ truyền
Phần 5: Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu
Phần 6: Chọn khớp nối

Phần 7 : Tính toán thiết kế trục
7.1 Xác đinh các lực tác dụng
7.2 Xác định sơ bộ đường kính trục
7.3 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực
7.4 Xác định các phản lực và đường kính các đoạn trục
7.5 Tính toán then và kiểm nghiệm then

Trang
4

5
5
6
6
6
8
9
9
12
12
12
13
13
15
17
19
21
22
23
23
25
27
29
31
31
32
32

34
35

36
39
46


7.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Phần 8 : Tính toán chọn ổ trục
8.1 Tính toán cho trục I
8.2 Tính toán cho trục II
8.3 Tính toán cho trục III
8.4 Bảng tóm tắt các thông số cơ bản 3 cặp ổ lăn
Phần 9 : Thiết kế kết cấu
9.1 Thiết kế hộp giảm tốc
9.2 Các chi tiết khác
9.2.1 Bu lông vòng
9.2.2 Chốt định vị
9.2.3 Cửa thăm
9.2.4 Nút thông hơi
9.2.5 Nút tháo dầu
9.2.6 Que thăm dầu
9.2.7 Nắp ổ
9.2.8 Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc
9.2.9 Cốc lót
9.2.10 Vòng phớt
9.2.11Vòng chắn dầu
Phần 10 : Lắp ghép, bôi trơn và dung sai
10.1 Bôi trơn hộp giảm tốc
10.2 Dung sai và lắp ghép

48

52
56
60
62
64
66
67
68
69
69
70
70
71
71
71
72
73
73

1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1,2 ( kí hiệu sách 1)
2. Giáo trình cơ sở thiết kế máy ( kí hiệu sách 2)

PHẦN 1:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Thông số đầu vào:
Công suất trên trục thùng trộn là P= 5,5 (kw)
Số vòng quay trên trục thùng trộn là n= 30 vg/ph
Thời gian phục vụ là L=4 năm
Số ngày làm /năm là Kng=210 ngày
Số ca làm việc trong một ngày là 1 ca
t1= 35 ; t2= 20 ; T1=T ; T2=T

Đặc tính làm việc : va đập nhẹ


1.1 Công suất tính toán:
n

Ptt = Ptd = P *

å
1

2

æ
Ti ö
÷
ç
÷
ç
÷ * ti
ç
èT ø
n

åt
1

i

3

3

T 
 0,9T 
*35 + 

÷
÷ * 20
=
(kw)
T
T 


5,5 ∗
= 5,31
35 + 20

Hiệu suất hệ dẫn động:
Trong đó,tra bảng 2.3( sách 1 ) ta được:
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng : ηbrt = 0,97
Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : ηđ = 0,96
Hiệu suất bộ truyền đai : ηđ = 0,96
Hiệu suất ổ lăn : ηol = 0,99
Hiệu suất khớp nối : ηkn = 0,99
Hiệu suất chung của bộ truyền là
η = ηd .ηbrc .ηbrt .ηol4 .ηkn = 0,96.0,96.0,97.0,99 4.0,99 = 0,85

Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Pdc =

Ptt 5,31
=
= 6, 25 (kw)
η 0,85

1.2 Chọn tỉ số truyền sơ bộ
Tỉ số truyền bộ truyền đai thang : u1=3
Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn u2=3,75
Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng u2=3,75
Tỉ số truyền bộ truyền khớp nối u4=1
uch= u1.u2.u3.u4=3.3,75.2,85.1=32,06
Số vòng quay trên trục động cơ:
nsb=n. uch=30.32,06=961,8 (vg/ph)
1.3 Chọn động cơ:
Động cơ được chọn phải thỏa mãn:
• Pđc > Pct = 6,25(kw)
• nđc ≈ nsb = 961,8 (vg/ph)
Tra bảng phụ lục 1.3 và 1.7 ( sách 1) ta chọn được động cơ có các thông số:
Động cơ: 4A132M6Y3


Pđc = 7,5 KW

nđc = 968 (vg/ph) cos ϕ = 0,81

η = 85,5%

TK / Tdn = 2, 0

Tmax / Tdn = 2, 2

1.4 Phân phối lại tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống:
Tỉ số truyền của hệ:
uch =

ndc 968
=
≈ 32, 267
n
30

Chọn lại tỉ số truyền:
ud = 3

ubrc = 3, 75

ubrt = 2,85

ukn = 1

1.5 Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động:
Số vòng quay trên các trục:
Số vòng quay trên trục động cơ: n = 968 ( vg/ph)
Số vòng quay trên trục I:
n

968

đc
n1 = U = 3 =322, 67 (vg/ph)
đai

Số vòng quay trên trục II:
n

322, 67

1
n2 = U = 3, 75 =86, 04 (vg/ph)
brc

Số vòng quay trên trục III:
n

86, 04

2
n3 = U = 2,85 =30,19 (vg/ph)
brt

Số vòng quay trên trục công tác:
n

3
nct = U =
kn

30,19

= 30,19 (vg/ph)
1

Công suất trên các trục:
Công suất trên trục công tác : P4=5,5 (kw)
Công suất trên trục III:


P

5,5

4
P3 = h .h = 0,99.0,99 = 5, 61 (kw)
ot kn

Công suất trên trục II:
P

5, 61

3
P2 = h .h = 0,99.0,97 = 5,84 (kw)
ol
brt

Công suất trên trục I:
P2

5,84

P1 = h .h = 0,99.0,96 = 6,15 (kw)
ol
brc
Công suất trên trục động cơ :
P

6,15

1
Pđc = h .h = 0,99.0,96 = 6, 47 (kw)
ol d

Mômen xoắn trên các trục:
Mô men xoắn trên trục động cơ:
Tdc = 9,55.106 .

Rdc
6, 47
=9,55.106 .
= 63831,1 (N.mm)
n dc
968

Mô men xoắn trên trục I:
T1 = 9,55.106 .

R1
6,15
=9,55.106 .

= 182020,33 (N.mm)
n1
322, 67

Mô men xoắn trên trục II:
T2 = 9,55.106 .

R2
5,84
=9,55.106 .
= 648210,13 (N.mm)
n2
86, 04

Mô men xoắn trên trục III:
T3 = 9,55.106 .

R3
5, 61
=9,55.106 .
= 1774610,8 (N.mm)
n3
30,19

Mô men xoắn trên trục công tác:


T4 = 9,55.106 .

R4

5,5
=9,55.106 .
= 1739814,5 (N.mm)
n4
30,19

1.6 Bảng các thông số động học:
Trục

Trục III
Động cơ

Trục I

Trục công
tác

Trục II

Thông số
Tỉ số truyền

3

3,75

1

2,85

P(KW)

6,47

6,15

5,84

5,61

5,5

n(vg/ph)

968

322,67

86,04

30,19

30,19

T(N.mm)

63831,1

182020,33

648210,13

1774610,8

1739814,5

Sai số vòng quay trên trục thùng trộn là

30,19 − 30
.100% = 0, 63% < 3% ( thỏa mãn)
30

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ ĐAI THANG
Thông số yêu cầu:
• Pđc =6,47 (kw)
• ndc=968 (vg/ph)
• u1=3
2.1 Chọn vật liệu : đai thang
Đai thường loại B có các thông số sau : ( bảng 4.3 sách 2)
bp=14mm b=17mm
h=10,5mm y0=4mm
Đường kính bánh đai nhỏ d1 từ 140mm đến 180mm.
Chiều dài giới hạn l từ 800mm đến 6300mm.

A=138mm2


2.2 Các thông số của bộ truyền
Đường kính bánh đai nhỏ d1:
d1 = 1,2.dmin=1,2.140=168 (mm)

Chọn theo tiêu chuẩn d1 =180 (mm)
Vận tốc đai
v=

p .d1 .n dc
60 000

=

P .180.968
= 9,123 (m/s) 60 000

Giả sử hệ số trượt tương đối ξ = 0, 01 thì đường kính bánh đai lớn là
d2 = uđ .d1 .( 1 - e ) = 3.180.( 1- 0,01 ) = 534,6( mm)
Lấy d2 theo trị số tiêu chuẩn d2 = 560 (mm)
=> Tỉ số truyền thực tế
d2

560

utt = d . ( 1- e) = 180. ( 1- 0, 01) = 3,14
1
Sai lệch tỉ số truyền
∆u =

u tt - u 3,14 - 3
=
= 4, 6% < 5%
u

3

Vậy thỏa điều kiện giữ lại các thông số ban đầu đã chọn.
Khoảng cách trục:
2( d1 + d2 ) ≥ a ≥ 0,55( d1 + d2 ) + h
2.(180+560) ≥ a ≥ 0,55.(180+560) +10,5
1480 ≥ a ≥ 417,5 mm
Khi u ≈ 3 thì a=d2= 560 (mm)


Chiều dài tính toán của đai:
L = 2a + π

(d 2+ d1 ) (d 2 − d1 ) 2
+
2
4a

p(180 + 560) (560 - 180) 2
+
= 2346,85 (mm)
= 2 .560 +
2
4.1000

Theo tiêu chẩn ta chọn l= 2360 (mm)
Số vòng chạy của đai:
v
9,123.103
= 3,866 < imax=10s-1 ( thỏa điều kiện)

i= =
l
2360

Tính lại khoảng cách trục:
k =l -

V=

p(d1 + d 2 )
p(180 + 560)
= 2360 = 1197, 61 (mm)
2
2

d 2 - d1 560 - 180
=
= 190 (mm)
2
2
2
2
2
2
 a = k + k - 8V = 1197, 61- 1196, 61 - 8.190 = 566,97 (mm)

4

4

Vậy a= 567 (mm)
Góc ôm đai
α1 = 1800 –

57 0 (d 2 - d1 )
57 0.(560 - 180)
= 1800 = 141,80
a
567

Các hệ số sử dụng:
Hệ số ảnh hưởng góc ôm đai:

Ca = 1, 24(1- e- a /110 ) = 1, 24.(1- e- 141,8/110 ) = 0,899
Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc :


Cn = 1- 0,05(0,01v 2 - 1) =1- 0,05.(0,01.9,1232 - 1) =1,008
Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền: Cu = 1,14 vì u=3,14 > 2,5
Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz= 0,95 vì có 2 đến 3 dãy đai.
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Cr= 0,85 ( dao động nhẹ)
Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai CL = 6

L 6 2360
=
= 1, 009
L0
2240

Khi d= 180 (mm) , L0=2240 (mm), v=9,123 (m/s) ta chọn [ P0 ] = 3,51 (kw)

Số dây đai dược xác định theo công thức là:

Z³

P1
6, 47
=
= 2, 27
[ P0 ] Ca CuCLCz Cr Cv 3,38.0,899.1,14.1,009.0,95.0,85.1,008

Ta chọn z= 3 đai

2.3 Các lực tác dụng:
Lực căng đai ban đầu : F0 = zA [ σ 0 ] = 3.138.1,5 = 621 ( N)
Lực vòng có ích : Ft =

1000 Pdc 1000.6, 47
=
= 709, 2 (N)
v
9,123


Lực tác dụng lên trục : Fr ≈ 2 F0 sin 

141,8 
 141,8 
÷ = 2.621.sin 
÷ = 1173, 63 (N)
 2 

 2 

2.4 Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
σ max = σ 0 + 0,5σ t + σ v + σ F1 =

212
709, 2
2.4
+ 0,5.
+ 1200.9,1232.10 −6 +
.100 = 6,94
138
3.138
180

Với σ 0 do lực căng ban đầu gây ra
σ t : Ứng suất có ích


σv =

Fv
= ρ v1210 −6
A1

ρ = 1200 Kg/m3 (là khối lượng riêng của đai: Đai vải cao su)
σ F1 = 2

y0
E

d1

2.5 Tuồi thọ đai
m: Chỉ số đường cong mỏi, đối với đai thang m=8
σ r : Giới hạn mỏi của đai thang

σ r = 9MPa

i: Số vòng chạy của đai trong 1s
8

8
 σr 
9 

7
7

÷ .10
 6,94 ÷ .10
( giờ )
σ

Lh =  max 
=
= 2873,8
2.3600.i
2.3600.3,866

PHẦN 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

THẲNG
 P1 = 6,15(kw)
u = 3, 75
 1
Thông số đầu vào: 
 n1 = 322, 67(vg / ph)
T1 = 182020,33( Nmm)

Vì bộ truyền bánh răng ở đây là bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn tốt
nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng. Do đó, ta tiến hành tính toán
thiết kế theo ứng suất tiếp xúc.
3.1 Chọn vật liệu bánh răng: ( bảng 6.13 sách 2)
Vật liệu bánh dẫn:
• Nhãn hiệu thép: C45
• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
• Độ rắn: HB = 180 350 ta chọn HB1 = 250
• Giới hạn bền:

b1

= 850(MPa)


• Giới hạn chảy:

ch1

= 580 (MPa)

Vật liệu bánh bị dẫn :

• Nhãn hiệu thép: C45
• Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
• Độ rắn: HB = 180 350 ta chọn HB2= 228
• Giới hạn bền:

b2

• Giới hạn chảy:

= 850 (MPa)

ch2

= 580 (MPa)

3.2 Xác định ứng suất cho phép
Số chu kì làm việc cơ sở:
NHO1 = 30HB2,4 = 30.2502,4 = 1,71.107 chu kì
NHO2 = 30HB2,4 = 30.2282,4 = 1,37.107 chu kì
Số chu kì làm việc cơ sở:
NFO=NFO1=NFO2=5.106 chu kì

Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
mH /2

 T 
NHE1= 60.c∑  i ÷
 Tmax 

 T 3 35  0,9T 3 20 

ni .ti = 60.1.322, 67.  ÷ . + 
÷ .  .Lh
 T  55  T  55 

( Với LH=4.214.8=6720 (giờ))
N HE1

Từ đó suy ra: NHE1= 11,728*107 chu kì, NHE2 = u = 3,127.107 chu kì
2
mH /2

 T 
NFE1= 60.c∑  i ÷
 Tmax 

 T 6 35  0,9T 6 20 
ni .ti = 60.1.322, 67.  ÷ . + 
÷ .  .Lh
 T  55  T  55 
N FE1

Từ đó suy ra : NFE1= 10,793.107 chu kì, NHE2 = u = 2,878.107 chu kì
2
Vì NHE1 > NHO1 ; NHE2 > NHO2 ; NFE1 > NF01 ; NFE2 > NFO2 cho nên:
KHL1 = KHL2 = KFL1= KFL2 =1


Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định như sau :
s OH lim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570MPa
s OFlim1 = 1,8 . 250 = 450 MPa

s OH lim 2 = 2HB2 + 70 = 2.228 + 70 = 526MPa
s OFlim 2 = 1,8 . 228 = 410,4MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[σH] =

s OH lim
s
.0,9
Z R Z V K L K xH K HL = OH lim
.K HL
SH
SH

Trong đó

ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ ZR.Zv.KL .KxH = 0,9
Khi tôi cải thiện SH = 1,1
=> [σH]1 =

570.0,9
= 466, 4 MPa
1,1

[σH]2 =

526.0,9
= 430, 4 MPa
1,1

Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy ứng suất cho phép tính
toán [σH] = [σH]2 = 430,4 MPa
Ứng suất uốn cho phép:
=

σ OH lim
K HL
sF

chọn SF=1,75


= 450 .1 = 257 MPa

=>>

1, 75

= 410, 4 .1 = 234,5 MPa
1, 75

3.3 Tính toán bộ truyền bánh răng côn:
Chọn chiều rộng vành răng ϕbe = 0, 285
j

be

.u

=> 2 - j

=

be

0, 285. 3, 75
= 0, 62
2 - 0, 285

Giả sử ta chọn K H β = 1, 23 và K F β = 1, 47 ( bảng 6.21 sách 1)
Xác định các thông số ăn khớp
Đường kính bánh răng bánh nhỏ:
d e1 = K d 3

T1.K H β

( 1 − ϕbe ) ϕbeu [ σ H ]

2

= 100 3

182020,33.1, 23
= 116,5 (mm)
( 1 − 0, 285) .0, 285.3, 75.430, 42

Kd : hệ số phụ thuộc bánh răng, với bánh răng côn răng thẳng thì Kd=100 MPa1/3
Tra bảng 6.22 ( sách 1) được z1p = 18
Với HB < 350 z1 = 1,6. z1p = 1,6.18 = 28,8 răng
Chọn z1 = 29 răng.
Z2=u2. z1=3,75.29=108,75 răng
Chọn z2 = 109 răng.
Môđun vòng chia ngoài :
me =

d e1 116,5
=
= 4, 01
z1
29

Chọn me=4


z

109

2
Tính lại tỉ số truyền u = z = 29 = 3, 76
1

Sai lệch tỉ số truyền là

3, 76 − 3, 75
∗100% = 0, 27% < 3% (trong khoảng cho phép)

3, 75
 z1 
0
0
0
0
÷ = 14,9 và δ 2 = 90 − 14,9 = 75,1
z
 2

Góc chia côn δ1 = arctan 

Vì đây là bánh răng côn nên ta không cần xác định hệ số dịch chỉnh:
x1 = x2= 0
Tính toán các kích thước chủ yếu :
Đường kính chia ngoài de1=mz1=4.29=116 (mm)
de2=mz2=4.109=436 (mm)
Đường kính trung bình và môđun vòng trung bình:
dm1 = (1 – 0,5 ϕbe ) de1 = (1 - 0,5.0,285).116 = 99,47 (mm)
dm2 = (1 – 0,5 ϕbe ) de2 = (1 - 0,5.0,285).436 = 373,9 (mm)
mm = me ( 1 − 0,5ϕbe ) = 4. ( 1 − 0,5.0, 285 ) = 3, 43

Chiều dài côn ngoài Re = 0,5 me

z12 + z 22

2
2
= 0,5. 4. 29 +109 = 225,58(mm)

Chiều rộng vành răng: b= ϕbe Re = 0, 285.225,58 = 64, 29 (mm)
Vận tốc vòng v theo đường kính vòng chia là v =
(mm)
 Cấp chính xác theo vận tốc vòng là 8
3.4 Kiểm nghiệm răng về dộ bền tiếp xúc :

π d m1n π .99, 47.322, 67
=
= 1, 68
60000
60000


Kiểm nghiệm bộ truyền răng theo độ bền tiếp xúc
[σH] = Z M Z H Z e

2T1.K H . u12 +1
0,85.bd 2m1u

Trong đó:
ZM: Hệ số kế đến cơ tính của các bánh răng ăn khớp ZM = 274 MPa1/3
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Với x1 = x2 = 0 tra bảng 6.12 ( sách 1 ) được ZH = 1,76
Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với bánh côn răng thẳng
Zε =

4 - ea
3

ea : hệ số trùng khớp ngang

æ1 1 ÷
ö
æ1
ö
ç - 1 ÷
÷
ea = [1,88 – 3,2. ç
ç ÷
]cosβ
m= [1,88 – 3,2. ç
÷
÷].1 = 1,74
ç
ç
è29 109 ø
èz1 z2 ÷
ø

=> Zε =

4 - 1, 74
= 0,868
3

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ. KHα. KHv
KHβ = 1,23 ( bảng 6.7 sách 1)
KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp. Với bánh răng côn thẳng KHα = 1
KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp


v bd

H
m1
KHv = 1 + 2T K K
1 Hb Ha

Trong đó

vH = dH .g o .v

d m1.( u +1)
u

dH : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Theo bảng 6.15 ( sách 1 ) chọn dH = 0,006
go : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2
Theo bảng 6.16 ( sách 1 ) chọn go = 61
=> vH = 0, 006.61.1, 68.

99, 47.(3, 75 +1)
= 6,9
3, 75

KHv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

v . bd

6,9.99, 47.99, 47

H
m1
KHv = 1 + 2. T K K = 1 + 2.182020,33.1, 23.1 = 1,11
1
Hβ
Hα

=> KH = 1,23.1.1,11 = 1,365
Thay các giá trị vừa tính vào ta được:
2.182020,33.1,365. 3, 752 +1
s H = 274.1, 76.0,868.
= 408, 23 MPa
0,85.64, 29.99, 47 2.3, 75

[σ’H] =

s OH lim
s
Z R Z V K L K xH K HL = OH lim .0,95.0,895.1.1, 02.1 = 414, 7 MPa
SH
1,1

Với [σ’H] là độ bền tiếp xúc cho phép
Với Ra = 2,5…1,25 μm
Z v = 0,85.1, 680,1 = 0,895

=> ZR = 0,95


K xH = 1, 05 −

d
99, 47
= 1, 05 −
= 1, 02
4
10
104

Kl=1
=> σH =408,23MPa < [σ’H] =414,7MPa: đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh
răng.
3.5 Kiểm nghiệm bộ truyền răng theo độ bên uốn:
Điều kiện bền uốn:
[σ’F] =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
0,85. b. mnm .d m1

Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K F = K Fβ .K Fα .K Fv

Với K Fβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng ( bảng 6.7
sách 1)
K Fβ = 1,47 (tra ở trên)

K Fα =1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp.
K Fv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
ν F .b.d m1

KFv = 1 + 2T .K .K
1
Fβ
Fα
Với

ν F = δ F .g 0 .v

d m1 ( u +1)
u

δF = 0,016 ( hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp)
go = 61 ( hệ số ảnh hưởng của sai lệch bước răng)


=> vF = 0,016 .61.1,68 .

99, 47.(3, 75 +1)
= 16,57
3, 75

16,57.64, 29.99, 47

KFv = 1 + 2.182020,33.1, 47.1 = 1, 2

Do đó

KF = 1,47.1.1,2 = 1,764

Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Yb = 1

YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Số răng tương đương
z

29

z

109

1
zv1 = cos d = cos ( 14,90 ) = 30
1

2
zv2 = cos d = cos 75,10 = 423,9
(
)
2

13, 2

13, 2

13, 2

13, 2

YF1 = 3, 47 + Z = 3, 47 + 30 = 3,91
v1
YF2 = 3, 47 + Z = 3, 47 + 423.9 = 3,5
v2
εα = 1,74

1

1

=> Yε = e = 1, 74 = 0,575
a

Thay các giá trị vừa tính được:
s F1 =

2.182020,33.1, 764.0,575.1.3,91
= 66, 40 MPa <[σF1]max=257MPa
0,85.64, 29.99, 47.4

σF2 =

YF 2
.σ F 1 = 59, 44 MPa < [σF2]max=234,5MPa
YF 1

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo.


3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo 6.48 với kqt =

Tmax
=2
T

σ H 1max = [σ H ] 2 = 577,32 < [σ Hmax ] = 2,8 ∗ 580 = 1624 MPa
σ F 1max = σ F 1 K qt = 132,8 < [σ F 1max ] = 464 MPa
σ F 2 max = σ F 2 K qt = 118,88 < [σ F 2max ] = 464 MPa
Đạt yêu cầu về quá tải

3.7 Các thông số hình học của bánh răng:
Thông số
Chiều dài côn ngoài
Mô đun vòng ngoài
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng của bánh răng
Hệ số dịch chỉnh chiều cao
Đường kính vòng chia ngoài
Góc côn chia

Ký hiệu
Re
me

b
utt

Giá trị
225,58(mm)
4(mm)
64,29(mm)
3,76

b

Z1
Z2
x1
x2
de1
de2
δ1

29
109
0
0
116(mm)
436(mm)
14,90


Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài

Chiều cao chân răng ngoài
Đường kính đỉnh răng ngoài

δ2
he
hae1
hae2
hfe1
hfe2
dae1
dae2

75,10
8,8(mm)
4(mm)
4(mm)
4,8(mm)
4,8(mm)
123,73(mm)
438,1(mm)


PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
 P1 = 5,84(kw)
u = 2,85
 1
Thông số đầu vào: 
 n1 = 86, 04(vg / ph)
T1 = 648210,13( Nmm)

Vì bộ truyền bánh răng ở đây là bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn
tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng. Do đó, ta tiến hành tính toán
thiết kế theo ứng suất tiếp xúc.
4.1 Chọn vật liệu bánh răng: ( bảng 6.13 sách 2)
Vật liệu bánh dẫn:
• Nhãn hiệu thép: C45
• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
• Độ rắn: HB = 180 350 ta chọn HB1 = 250
• Giới hạn bền:

b1

• Giới hạn chảy:

= 850(MPa)

ch1

= 580 (MPa)

Vật liệu bánh bị dẫn :
• Nhãn hiệu thép: C45
• Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
• Độ rắn: HB = 180 350 ta chọn HB2= 228
• Giới hạn bền:
• Giới hạn chảy:

b2

= 850 (MPa)

ch2

= 580 (MPa)

4.2 Xác định ứng suất cho phép
Số chu kì làm việc cơ sở:
NHO1 = 30HB2,4 = 30.2502,4 = 1,71.107 chu kì
NHO2 = 30HB2,4 = 30.2282,4 = 1,37.107 chu kì
Số chu kì làm việc cơ sở:
NFO=NFO1=NFO2=5.106 chu kì


Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
mH /2

 T 
NHE1= 60.c∑  i ÷
 Tmax 

 T 3 35  0,9T 3 20 
ni .ti = 60.1.322, 67  ÷ . + 
÷ .  .Lh
 T  55  T  55 

(Với LH=4.214.8=6720 (giờ))
N HE1

Từ đó suy ra: NHE1= 11,728.107 chu kì, NHE2 = u = 3,127.107 chu kì
2

mH /2

 T 
NFE1= 60.c∑  i ÷
 Tmax 

 T 6 35  0,9T 6 20 
ni .ti = 60.1.322, 67.  ÷ . + 
÷ .  .Lh
 T  55  T  55 
N FE1

Từ đó suy ra : NFE1= 10,793.107 chu kì, NHE2 = u = 2,878.107 chu kì
2
Vì NHE1 > NHO1 ; NHE2 > NHO2 ; NFE1 > NF01 ; NFE2 > NFO2 cho nên:
KHL1 = KHL2 = KFL1= KFL2 =1
Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định như sau :
s OH lim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570MPa
s OFlim1 = 1,8 . 250 = 450 MPa
s OH lim 2 = 2HB2 + 70 = 2.228 + 70 = 526MPa
s OFlim 2 = 1,8 . 228 = 410,4MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[σH] =
Trong đó

s OH lim
s
.0,9
Z R Z V K L K xH K HL = OH lim

.K HL
SH
SH

ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ ZR.Zv.KL.KxH = 0,9


Khi tôi cải thiện SH = 1,1
570.0,9
= 466, 4 MPa
1,1

=> [σH]1 =

[σH]2 =

526.0,9
. = 430, 4 MPa
1,1

Đây là bộ truyền răng trụ răng nghiêng:

[ σ H ] = 0,5

σ H1  + [ σ H 2 ] = 0,5. 466, 6 2 + 430, 4 2 = 319,9 MPa <[σH]2

Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy ứng suất cho phép tính
toán [σH] = [σH]2 = 430,4 MPa
Ứng suất uốn cho phép:
=
=>

σ OH lim
K HL
sF

chọn SF=1,75

= 450 .1 = 257 MPa
1, 75

= 410, 4 .1 = 234,5 MPa
1, 75

4.3 Tính toán bộ truyền :
Chiều rộng vành răng :
Chọn ϕba = 0,3


ϕbd =

ϕba ( u + 1) 0,3. ( 2,85 + 1)
=
= 0,578
2
2

Giả sử ta chọn K H β = 1, 05 và K F β = 1, 08 ( bảng 6.21 sách 1 )
Khoảng cách trục sơ bộ
aw=43(u+1)

3

T2 .K H β

ψ ba [ σ H ] u
2

= 43.(2,85 + 1). 3

648210,13.1, 05
= 269,15 =269,15(mm)
2
0,3.430, 4 .2,85