Bản Thuyết Minh Môn Học Cơ Sở Thiết Kế Máy 2

TRƯỜNG ĐẠI HỌC THỦY LỢI
Khoa Cơ Khí

Bản Thuyết Minh Môn Học

Cơ Sở Thiết Kế Máy 2
Giảng viên hướng dẫn: T.S Đoàn Yên Thế
Sinh viên:
Sinh viên:
Nhóm đồ án:

Hà Minh Quân
Nguyễn Hữu Thắng.
CK 01 – nhóm 10


Trường Đại Học Thủy Lợi

Bản Thuyết Minh Đồ Án Môn Học

CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY 2

Giảng viên hướng dẫn:
Sinh viên:
Sinh viên:
Nhóm đồ án:

T.S Đoàn Yên Thế
Hà Minh Quân
Nguyễn Hữu Thắng.
CK 01 – nhóm 10

Hà Nội 2016-201


LỜI MỞ ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương
trình đào tạo kỹ sư cơ khí . Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh
viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức
bền vật liệu, Dung sai & lắp ghép, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm
quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt
nghiệp sau này.
Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động tơì keó gồm có hộp giảm tốc bánh
răng và bộ truyền đai. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyênf
đai tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới thùng trộn.
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những
mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng
của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót.
Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em
cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Đoàn
Yên Thế đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được
giao .
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !


PHỤ LỤC.

I. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền .
1. Chọn động cơ
2.Phân phối tỉ số truyền

3.Tính toán các thông số động học

II.Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài(Bộ truyền đai)
.
1.Chọn loại đại
2.Xác định thông số của bộ truyền
3.Kiểm nghiệm đai về độ bền

III . Tính toán thiết kế bánh răng trong hộp giảm tốc .
1. Chọn vật liệu
2. Xác định ứng suất cho phép
3. Tính toán cấp nhanh(Bánh răng trụ răng nghiêng )
4. Tính toán cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng )

IV . Tính toán thiết kế kết cấu trục trong hộp giảm tốc .
1. Chọn vật liệu
2. Trình tự thiết kế
a,Xác định sơ đồ đặt lực
b,Tính sơ bộ đường kính trục
c,Xác định phản lực tại các gối đỡ
d,Tính chính xác đường kính các đoạn trục
3. Kiểm nghiệm trụ về độ bền mỏi
4. Kiểm nghiệm độ bền của then

V . Tính toán và chọn ổ lăn
1.Chọn loại ổ lăn
2.Tính toán chọn cỡ ổ lăn .
a,Trục I
b,Trục II

c,Trục III

VI . Tính toán kết cấu
1. Kết cấu hộp giảm tốc
2.Bôi trơn trong hộp giảm tốc
3.Kết cấu các chi tiết liên quan
4.Bảng thống kê kiểu lắp

VII. Danh sách các tài liệu tham khảo
- Tập 1 : Chi Tiết Máy (Tập 1+2)- (Nguyễn Trọng Hiệp) .
- Tập 2 : Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi (Tập 1+2) .
(Trịnh Chất – Lê Văn Uyển )
- Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn .

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
ĐỀ SỐ: 15
--------------------------


Động cơ- đai- bộ truyền bánh răng 2 cấp khai triển- khớp nối- thùng trộn

Hệ thống băng tải gồm:
Sơ đồ tải trọng
1 Động cơ điện 3 pha
2 Bộ truyền đai thang
3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh
4 Nối trục đàn hồi
5 Thùng trộn ( chiều quay từ trái sang phải)

Số liệu cho trước:
- Công suất trên trục thùng trộn :
P = 3 (kw)
- Số vòng quay trên trục thùng trộn :
n = 28 (vg/ph)
- Tỷ số truyền hộp giảm tốc:
uh = 13
- Tỷ số truyền bộ truyền ngoài
un = 4
- Thời gian phục vụ :
L = 5 (năm)
- 1 năm làm việc :
a= 300 (ngày)
- Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, 1 ca làm việc:
t = 6 giờ
- Đặc tính tải trọng: va đập nhẹ
- Momen mở máy Tmm = 1,4T1
- Chế độ tải:
T1 = T;
T2 = 0,8 T; T3 = 0,7 T
t1 = 3 (giờ); t2 = 2 (giờ) ; t3 = 1 (giờ)
------------------------------------------------------------


PHẦN I. TÍNH TOÁN THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC CỦA HỆ DẪN ĐỘNG
BĂNG TẢI
1.Chọn động cơ điện :
a. Xác định công suất:
Công suất động cơ phải thoả mãn Pđ/c > Py/c
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức (2.8)[1]:

Pct.β
Pyc = Ptd =

η.

Trong đó: Pyc : Công suất yêu cầu trên trục động cơ(kW)
Ptd : Công suất trên trục máy công tác
η : Hiệu suất truyền động
n

η = ∑ nj
*η: Hiệu suất bộ truyền

i =1

2.3
( TL1)
tr19

*Tra bảng
ta có:
Hiệu suất ổ lăn
: ηol = 0,995
Hiệu suất đai
: ηđ = 0,95
Hiệu suất nối trục : ηk = 0.99
Hiệu suất bánh răng: ηbr = 0.98
=> η = 0,99 . 0.95 . 0,982 . 0,9953 . = 0,8897
n  Pi 2 ti
n T   t 

β = ∑  ÷ × = ∑  i ÷× i ÷
i=1 P1  tck
i=1 T1   tck 
*
Thay số các giá trị
T = T1
t1 = 3 h
T2 = 0,8T
t2 = 2 h
T3= 0.7T
t3 = 1 h
=> β= 0.891

Py/c =Ptd =
=>

Pct . β
η

= 3.019 (KW)


b. Xác định tốc độ đồng bộ:
n1 = nlv. Uh = 28.13 = 364 (vòng/phút)
nsb = n1. Un = 364.4 = 1456 (vòng/phút)
nlv= nsb . ulv
Tra bảng P1.3 <237> chọn động cơ có thông số sau:
+ Tên động cơ : 4A100L4Y3
+ Công suất: 4.0 kW
+ Vận tốc quay: 1420 ( vòng/phút)

+ η = 82%
+ Tk / Tdn = 2
2. Phân phối tỷ số truyền:
Xác định tỷ số truyền chung:
U = Nđc / nlv = 1420/28 = 50,7
* Tra bảng 3.1 <43> chọn . Uh = 14
 Un = U/ Uh = 50,7/14 = 3.62
Tra bảng => U1 = 4.79 ; U2 =2,92
3. Tính toán các thông số động học.
a. công suất trên các trục trong hộp giảm tốc
+ PI = 3,01
+ PII = 2,866
+ PIII = 2,72
b. số vóng quay trên các trục.
N1 = 392,3 ( vòng/phút )
N2 =81,89 ( vòng/phút )
N3 =28,04
( vòng/phút )
c. momen xoắn trên các trục.
P
Ti = 9,55.106 i ( Boquaβ )
ni
Mômen xoắn trên trục 1:
T1 = 73274,3 Nmm


Mômen xoắn trên trục 2:
T2 = 334232,5 Nmm
Mômen xoắn trên trục 3:
T3 = 926390,8 Nmm

u
P (kW)
n(Vg/p)
T(N.mm
)

Động cơ
u = 3,62
4
1420

1

2

U1 = 4,79
U2 = 2,92
3,781
3,68
3,595
392,3
81,89
28,04
73274,3
334232,5
926390,8

PHẦN II :TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI
Bộ Truyền đai

1

Xác định tiết diện đai

Pđc = 4kw
nđc = 1420 vg/ph
Tra bảng 4.13 ( tr59 )
=> Tiết diện đai ƃ
2.Xác định đường kính đai: Chọn d1 =200 mm
πd1n1
60000

=> v =
=14,86 (m/s) < 25 (m/s)
d2 = u . d1 ( 1 – Ɛ ) với Ɛ = 0,02
d2 = 709,52 mm
tra bảng 4.26. chọn d2 tiêu chuẩn = 710 mm
3Xác định khoảng cách trục sơ bộ
Tra bảng 4,14 với u= 3,62 =>

3

a
d2

= 0,97


=> a = 688,7 mm
Kiểm tra theo điều kiện:

0,55 (d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2 (d1 + d2)
<=> 511 ≤ a ≤ 1820
Với a = 688,7 mm thỏa mãn điều kiện
3 Xác định chiều dài đai

l = 2a +

π (d1 + d2)
2

+

(d1 - d2) 2
4a

= 2901,24 mm

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ
i=

v
≤ imax = 10
l

i = 5,12 < 10 => thỏa mãn điều kiện
tra bảng 4.13 <59> chọn l tiêu chuẩn = 3000 mm
* Tính lại khoảng cách trục a
a=

λ + λ 2 − 8∆ 2

4

Với

λ = l – π.(d1 + d2).0,5 = 1428,42
∆ = (d2 - d1).0,5 = 455

=> a = 741,82 mm
Tính góc α
α = 140,813o > 120o => Thỏa mãn
4

Tính số đai

Số đai z được xác định theo công thức 4.16/60[TL1]
z=

P1 K d
( [ P0 ] Cα .C1.Cu .Cz )

Trong đó:


P1 = 4 kW

Công suất trên trục bánh đai chủ động

[P0]=4.1 kW

Công suất cho phép (Bảng 4.19[TL1])

Kd = 1,1

Hệ số tải trọng động (Bảng 4.7[TL1])

Cα = 0,92

Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α1=148,8o (Bảng

4.15[TL1])
Cl = 1,0

Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai (Bảng 4.16

Cu = 1,135

Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền (Bảng

4.17
Cz = 1

Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều
tải trọng cho các dây đai (Bảng 4.18

=> z = 1,027
Chon z = 2
Chiều rộng bánh đai theo 4.17/63 và bảng 4.21/63
B = (z – 1).t + 2.e = (2 – 1).19 + 2.12,5 =44 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai:
da = d + 2.h0 = 200 + 2.4,2 = 208,4 (mm)

5

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63

F0 =

780.P1.K d
+ Fv
v.Cα .z

Trong đó:
Fv :

Lực căng do lực li tâm sinh ra. Fv = 0 khi bộ truyền có khả
năng tự điều chỉnh lực căng. Nếu định kỳ điều chỉnh lực căng


thì Fv = qm.v2 (qm : Khối lượng 1 mét chiều dài đai tra
bảng13.3/22[TL3]). Fv = 0,178 . 14,862 = 39,3(N)
= 164,81
F
Lực tác dụng lên trục: Fr = 2 Fo.z.sin(α1/2) = 621,06

PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BÁNH RĂNG
TRONG HỘP GIẢM TỐC
theo bảng 6-1/92 ta chọn :
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241...285 có

σ b1 = 850MPa, σ ch1 = 580MPa
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240 có

σ b 2 = 750MPa,σ ch 2 = 450MPa
Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên
chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 .Chọn độ rắn bánh răng
nhỏ là HB2 = 230
A. Bộ truyền cấp nhanh: Bánh răng nghiêng, tỉ số truyền u1=4,79
1. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta có:


σ Ho lim = 2 HB + 70
Trong đó

S H = 1,1 σ Fo lim = 1,8HB

;

σ Ho lim

;

và

σ Fo lim

;

S F = 1,75

là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất

uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 230
Vậy:

σ Ho lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560MPa

σ Fo lim1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441MPa
σ Ho lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa

σ Fo lim 2 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414MPa
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Theo 6-5/93[TL1]:

2,4
N H 0 = 30 H HB

Do đó:

N Ho1 = 30.2452,4 = 16.106

N Ho 2 = 30.230 2,4 = 13,9.106

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
N Fo = 4.106

(Vì chọn vật liệu là thép)

Xác định hệ số tuổi thọ:


k HL =

mH

mH 0
N HE

k FL =

;

mF

mF 0
N FE

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính
theo công thức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

N HE =60.c.∑ (

Ti 3
T
T
n
) ni .ti N FE =60.c.∑ ( i ) mF .ni .ti = 60.c. 1 .∑ ( i ) mF .ti
Tmax
Tmax
u1
Tmax

;

Với

Ti

là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

ni

là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ti

tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

c

số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

2 1

 3

N HEI = 60.1.392,56.13. + 0,83. + .0,7 3 18000 = 308,57.10 6 (ck )
6 6
 6

2 1
 3

N HEII = 60.1.81,95.13. + 0,83. + .0,7 3 18000 = 63,67.106 (ck )
6 6
 6


NHE2 > NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;

Lấy NHE2 = NHo2

2 1
 3

N HEI = 60.1.392,56.16. + 0,86. + .0,7 6 18000 = 257,34.106 (ck )
6 6
 6

2 1
 3

N HEII = 60.1.81,95.16. + 0,86. + .0,7 6 18000 = 53,7.106 (ck )
6 6

 6


NFE2 > NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6-1/91[TL1]
và 6-2/91[TL1]


[σH ] =

σ Ho lim
.Z R .ZV .K xH .K HL
SH

[σF ]

σ Fo lim
=
.YR .Ys .K xF .K FC .K FL
SF

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
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1)

KxH

Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

YR

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân

răng
Ys

Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung

ứng suất.
KxF

Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối

với độ bền uốn.
KFC

Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều

=> KFC = 1
KHL; KFL

Hệ số tuổi thọ

SH ; S F

Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.

σHlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
σFlim

Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1
Vậy ta có

[σH ] =

σ H lim
.K HL
SH

và

YR.Ys.KxF = 1


σ F lim
.K FL .K FC
SF

[σ F] =
Thay số

[ σ H ]1 =

σ H lim1
560
.K HL1 =
.1 = 509 ( MPa )
SH
1,1

[σH ]2 =

σ H lim 2
530
.K HL 2 =
.1 = 481,8 ( MPa )
SH
1,1

[ σ F ]1 =

σ F lim1
441
.K FL1.K Fc =
.1.1 = 252 ( MPa )
SF
1,75

Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên theo công thức 6-12
ta có
[σH] =( [σH1] +[σH2])/2 = (509 + 481,8)/2 = 495,4 (Mpa)

Ứng suất quá tải cho phép:

[ σ H ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 ( MPa )

[ σ F1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464 ( MPa )
[ σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360 ( MPa )
2. Tính toán cấp nhanh
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6-15a/96[TL1]
aw = K a ( u + 1) . 3

T1β.K H

[ σH ]

2

.u.ψ ba

Trong đó
aw

khoảng cách trục


K

a

hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:

Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được Ka = 43 (Mpa1/3)
T1

[ σH ]
u
ψba =

Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1=73274,3 Nmm
Ứng suất tiếp xúc cho phép

[ σH ]

=495,4 (Mpa)

Tỉ số truyền u = 4,807
bw
aw

ψba = 0,3 ÷ 0,5

bw là chiều rộng vành răng. Hộp khai triển =>

Chọn

ψba = 0,3

K Hβ

Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về tiếp xúc
K Hβ

Tra bảng 6-7/98[TL1] =>

= 1,12

aw = 153,4
Lấy tròn aw = 154 mm
b.Xác định các thông số ăn khớp
÷

÷

Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,01 0,02).aw = 1,54 3,08
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31/103[TL1]
Số bánh răng nhỏ:
z1 = 2aw.cosβ/m.(u+1)= 26,19
Lấy tròn z1=26
Số bánh răng lớn:
/

z2= u.z1= 4,79.26 =124,54

Lấy tròn z2=125


Tỉ số truyền thực tế sẽ là:
U = z2/ z1 = 125/26 = 4,81

Góc nghiêng β:



cosβ = m(z1+ z2 )/ 2aw=0,981
β = 11,19độ

Bề rộng răng: bw= ψba.a=0,3.154 = 46.2 mm
Đường kính vòng chia bánh lớn: d2 = z2. m/ cosβ = 254,8 mm
Đường kính bánh nhỏ:
1

= z1. m/ cosβ = 53 mm

D
Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1+2m =57 mm; da2 = d2+2m = 258,8 mm
Đường kính vòng chân: df1 = d1 – 2,5 m = 48 mm; df2 = d2 – 2,5 mn =
249,8 mm
. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6-33/105[TL1]

σ H = Z M .Z H .Z ε .

2.T1.K H . ( um + 1)
≤ [ σH ]
2
bw .um .d w1

Trong đó:
ZM

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,


=trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1]. ZM = 225 Mpa^ (1/3)

ZH =

ZH

Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc

2.cosβ b
sin 2αtw

với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tgβb = cosαt.tgβ
αt = αtw = arctg(tgα/cosβ)
= arctg(tg20/0,96) = 20,760

Với v = 1,175 < 5 m/s , Zv = 1.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 =>
gia công Ra = 2,5 ... 1,25µm; Zr = 0,95 với da <700 mm
Kλh = 1

[σ H ] = [σ H ].Z v .Z R K λh = 470,7Mpa
. Kiểm nghiệm về độ bền uốn
Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có σf1 = 2T1k1=YƐYβYF1/( bwdw1m ) .Trong đó
Với CCX 9; v< 2,5m/s; Kfα=1,37; kfβ = 1,24
Β= 15,4o; Yβ = 0,89; YƐ = 0,61
Theo bảng 6.18: YF1 = 3,9; YF2 = 3,6

Số răng tương đương Zv1= 24,55; Zv2 = 117,2
Từ công thức 6.37: Ɛβ=1,72 > 1 => zƐ= 0,78


Zh =

2 cos β
= 1,71
sin 2α tw

Đường kính vòng lăn: dw1= 2a/ (u+1) = 54,2

v=

πd w1n1
= 1,175m / s
60000

=>KHα=1,13

K uv = 1 +

vH bW dW
1,008.49,5.57,19
=1+
= 1,01
2T1k Hβ k Hα
2.91982.24.1,12.1,13

KH= KHα.KHβ.KHV=1,27

=> σH = 484,34
Với m= 2 mm; Ys= 1,08-0,695ln(2)=1,022 ;YR =1
[σF1]= [σF1].YR.YS= 252.1.1,022.1=257,5Mpa
[σF2]= 241,7Mpa
σF1= 101,8≤[σF1]
σ F 2 = σ F1

YF 1
= 93,9 ≤ [σ F 2 ]
YF 2

Kiểm nghiệm răng về quá tải


Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1] với Kqt
= Tmax/T = 1,4
σ H 1max = σ H k qt = 556,94 MPa ≤ [σ H max ]

σ F 1max = σ F1.k qt = 142,52

σ 21max = σ F 2 .k qt = 131,46
. Thông số và kích thước bộ truyền
Thông số
Khoảng cách trục
chia
Mô đun
Tỉ số truyền
Khoảng cách trục
Đường kính chia

Kí
Công thức tính
hiệu
a
a= 0,5.(d2 + d1 ) = 0,5m(z2 + z1)/cosβ

Kết quả

m
u
aw
d

2
4,79
157
52,8

Đường kính lăn

dw

Đường kính đỉnh
răng
Đường kính đáy
răng
Góc nghiêng của
răng
Số bánh răng

da

aw=acosαt/cosαtw
d1=m.z1/cosβ
d2=m.z2/cosβ

251,8

mm
mm
mm
mm

β

41,45
198,5
56,8
255,8
47,8
246,8
16,26

mm
mm
mm
mm
mm
mm
Độ

Z1
Z2

26
124

Răn
g
Răn
g

df

dw1=2.aw/(u+1)
dw2= dw1.u
da1=d1+2m
da2=d2+2m
df1=d1 – 2,5.m
df2=d2 – 2,5.m

156,69

Đơn
vị
mm

B. Bộ truyền cấp chậm : Bánh trụ răng thẳng, tỉ số truyền u1=2,92

1. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta có:

σ Ho lim = 2 HB + 70

;

Trong đó

S H = 1,1

σ Ho lim

và

;

σ Fo lim

σ Fo lim = 1,8HB

;

S F = 1,75

là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất

uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245

Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 230
Vậy:

σ Ho lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560MPa

σ Fo lim1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441MPa
σ Ho lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa

σ Fo lim 2 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414MPa
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Theo 6-5/93[TL1]:

2,4
N H 0 = 30 H HB

Do đó:

N Ho1 = 30.2452,4 = 16.106

N Ho 2 = 30.230 2,4 = 13,9.106

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
N Fo = 4.106

(Vì chọn vật liệu là thép)

Xác định hệ số tuổi thọ:


k HL =

mH

mH 0
N HE

k FL =

;

mF

mF 0
N FE

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính
theo công thức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:
N HE =60.c.∑ (

Ti 3
T
T
n
) ni .ti N FE =60.c.∑ ( i ) mF .ni .ti = 60.c. 1 .∑ ( i ) mF .ti
Tmax
Tmax
u1

Tmax

;

Với

Ti

là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

ni

là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ti

tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

c

số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

2 1
 3

N HEI = 60.1.392,56.13. + 0,83. + .0,7 3 18000 = 308,57.10 6 (ck )
6 6
 6

2 1
 3


N HEII = 60.1.81,95.13. + 0,83. + .0,7 3 18000 = 63,67.106 (ck )
6 6
 6


NHE2 > NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;

Lấy NHE2 = NHo2

2 1
 3

N HEI = 60.1.392,56.16. + 0,86. + .0,7 6 18000 = 257,34.106 (ck )
6 6
 6

2 1
 3

N HEII = 60.1.81,95.16. + 0,86. + .0,7 6 18000 = 53,7.106 (ck )
6 6
 6


NFE2 > NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6-1/91[TL1]
và 6-2/91[TL1]

[σH ] =

σ Ho lim
.Z R .ZV .K xH .K HL
SH

[σF ]

σ Fo lim
=
.YR .Ys .K xF .K FC .K FL
SF

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
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1)

KxH

Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

YR

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân

răng
Ys

Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung

ứng suất.
KxF

Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối

với độ bền uốn.
KFC

Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều

=> KFC = 1
KHL; KFL

Hệ số tuổi thọ

SH ; S F

Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.

σHlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
σFlim

Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1
Vậy ta có

[σH ] =

σ H lim
.K HL
SH

và

YR.Ys.KxF = 1


[σ F] =

σ F lim
.K FL .K FC
SF

Thay số

[ σ H ]1 =

σ H lim1
560
.K HL1 =
.1 = 509 ( MPa )
SH
1,1

[σH ]2 =

σ H lim 2
530
.K HL 2 =
.1 = 481,8 ( MPa )
SH
1,1

[ σ F ]1 =

σ F lim1
441
.K FL1.K Fc =
.1.1 = 252 ( MPa )
SF
1,75

Bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có
[σH] =( [σH1] +[σH2])/2 = (509 + 481,8)/2= 495,4 MPa

Ứng suất quá tải cho phép:

[ σ H ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 ( MPa )
[ σ F1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464 ( MPa )

[ σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360 ( MPa )

2. Thông số cơ bản của bộ truyền

a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo công thức 6.15 [TL1] :

aω

3

= Ka.(u2 + 1).

T2 .K H β
[ σ H ] 2 .u2 .ψ ba

Với :

ψ ba

= 0,4 (Chọn theo bảng 6.6 [TL1])
Ka = 49,5 (Chọn theo bảng 6.5 [TL1] - Đối với răng thẳng)