Do an thiet ke hop giam toc con tru

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN
CHI TIẾT MÁY
PHẦN I : TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
1. Chọn động cơ điện
a. Xác định công suất trên trục động cơ
Công suất của động cơ được chọn phải thỏa mãn:
Pđc > Pyc
trong đó : Pđc : Công suất của động cơ được chọn
Pyc : Công suất yêu cầu khi mở máy
Công suất tương đương của thùng trộn

Ptđ = Pct .

2

Ti

i =1

max
2

å (T

åt

) 2 .ti

12.15 + 0,82.13
= 4.5
= 4,11 kW

15 +13

i

i=1

η : Hiệu suất truyền động

η = ∏ ni = ηk .ηbrc .ηbr .η x .ηol4
trong đó

ηk : Hiệu suất của khớp nối. ηk = 1
ηbrc : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn. ηbr = 0,97
ηbr : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ. ηbr =0,97
η x : Hiệu suất của bộ truyền xích. ηđ = 0.90
ηol : Hiệu suất của ổ lăn. ηol = 0, 99

=> η = 1.0,97.0,97.0,9.0,994 = 0,81
=> Pyc =

Ptd 4,11
=
= 5,05 kW
η 0,81

b. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hệ thống Usb

1

Usb = Uh . Ux
Chọn Ux = 3 ; Usbn = 12
=>Vận tốc sơ bộ của động cơ:
nsb = nct . Usb = 40 . 36= 1440 (vg/ph)
Chọn động cơ cần thỏa mãn:
•

Pđc > Pyc

•

nđc ≈ nsb
T
TK
> K = mm = 1,5
T dn
T1

•

Tra bảng chọn động cơ (Bảng P1.3) được 4A132S4Y3 có
• Pđc = 7,5 kW
• nđc = 1455 (vg/ph)
•

TK
= 2 > 1,5 = K
T dn

2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung
Uchung =

n đc
1455
=
= 36,38
n ct
40

Chọn sơ bộ tỉ số truyền: Ubrc=4; Ubrn=3
=> Ux =

U chung
U brc .Ubrn

=

36,38
= 3, 03
4.3

3. Tính toán các thông số động học
a. Công suất trên các trục
P3 =

Pct
4,5
=

= 5, 05 kW
hol .hx
0,99.0,9

P2 =

P3
5, 05
=
= 5, 26 kW
hol . hbrn 0,99.0,97

2


P1 =

P2
5, 26
=
= 5, 48 kW
hol . hbrc 0,99.0,97

P’đc =

P1
5, 48
=
= 5,53 kW
hkn .hol 1.0,99

b. Vận tốc quay trên các trục
n1 =

n đc
1455
=
=1455 (vg/ph)
U kn
1

n2 =

n1
1455
=
= 363, 75 (vg/ph)
U1
4

n3 =

n2
363, 75
=
= 121, 25 (vg/ph)
U2
3

nct =

n3
121, 25
=
= 40, 01 (vg/ph)
U3
3, 03

c. Momen trên các trục
6
Tđc = 9,55.10 .

R'đc
5,53
=9,55.106 .
= 36297 (N.mm)
n đc
1455

6
T1 = 9,55.10 .

R1
5, 48
= 9,55.106 .
= 35968 (N.mm)
n1
1455

6

T2 = 9,55.10 .

R2
5, 26
= 9,55.106 .
= 138078 (N.mm)
n2
363, 75

6
T3 = 9,55.10 .

R3
5, 05
= 9,55.106 .
= 397588 (N.mm)
n3
121, 25

6
Tct = 9,55.10 .

Rct
4,5
= 9,55.106 .
= 1063737 (N.mm)
n ct
40, 01

Ta có bảng thông số của hệ dẫn động băng tải

3


Trục
Thông số
Công suất
P(kW)

Động cơ

Trục 1

Trục 2

5,53

5,48

5,26

Tỷ số u
sận tốc quay
n(vg/ph)
Momen
T(N.mm)

1

4

Trục công
Trục 3

tác

5,05

4,5

3

3,03

1455

1455

363,75

121,25

40,1

36 297

35 968

138 078

397 588

1 063 737

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN XÍCH)
Các số liệu :
Công suất dẫn P = 2, 71 KW
Số vòng quay trục dẫn : n =103 vg/phút
Tỷ số truyền bộ truyền xích : ux = 2,34
Điều kiện làm việc : quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ
1. Chọn loại xích
Chọn xích con lăn một dãy cho bộ truyền.
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền.

4


-

Số răng đĩa xích:
Ứng với tỷ số truyền ux= 3,03 chọn sơ bộ số răng đĩa xich nhỏ:
Z1=29 – 2u = 29 – 2.3,03 = 22,94
Chọn Z1= 23

⇒ Z2 =u.Z1 = 3,03. 23 =69,69
Chọn số răng đĩa lớn Z2 = 67
Suy ra ti số truyền bộ truyền xích : ux = 67/23 =3,04
-

Bước xích P:

Công suất tính toán của bộ truyền xích:
P t = P.K .K z .K n

Tróng đó :
+ K z : Hệ số răng, K z =

z01 25
=
= 1, 09
z1 23

+ K n : Hệ số vòng quay, K n =

n01 121, 25
=
= 0, 61
n1
200

+ K : Các hệ số điều kiện sử dụng xích:
K = K o .K a .K dc .K bt .K d .K lv = 1.1.1.1,8.1, 4.1, 45 = 3, 65


Trong đó:

K o = 1 - hệ số ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền, ứng với bộ

truyền

nằm ngang

K a = 1 - hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục với a =(30 ÷ 50 ) pc
K dc = 1 - hệ số ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích.

(trục điều chỉnh được).
K bt = 1,8 - là hệ số xet đến điều kiện bôi trơn, (bôi trơn định kỳ)
K d = 1,4 - hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ.
K lv = 1,45 - số làm việc ứng với làm việc 3 ca.

5


⇒ Công suất tính toán:
Pt = 5, 05.3, 65.1, 09.0, 61 = 12,3 KW

Theo bảng 5.4 tài liệu [2] ta chọn bứơc xích p c =31,75 mm. Thỏa mãn
điều kiện bền mòn : Pt < [p] = 19,3

KW

5. Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích p c = 31,75 mm tra từ
bảng 5.2 [2] ta có nth = 630 vg/ph > nbộ truyền=103 (vg/phút).
Do đó diều kiện

n < nth được thỏa.

6. Vận tốc trung bình của xích :
v=

nzpc
π dn

103.25.31, 75
=
=
= 1,363 m/s
60000 60000
60000

Lực vòng có ích : Ft =
7.

1000.P 1000.2, 71
=
= 1988 N
v
1,363

Tính toán và kiểm mghiệm bước xích :
pc ≥ 600. 3

P.K
2, 71.2, 4375
= 600. 3
= 26.73 mm
Z1.n1[ P0 ].K x
25.103.29.1

Với [Po] = 29 Mpa – Ap suất cho phép, tra từ bảng 5.3 tài liệu [2]
Vậy bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên.
8. Tính toán các thông số của bộ truyền xích :
 Chọn khoảng cách trục sơ bộ a =(30÷50)pc = 40.31,75 = 1270 mm

 Số mắt xích :
2

X=

2a Z1 + Z 2  Z 2 − Z1 )  pc
+
+
÷.
pc
2
 2π  a
2.1270 ( 25 + 59 )  59 − 25  31, 75
+
+
= 122, 7
÷
31, 75
2
 2π  1720
2

=

Ta chọn X = 124 mắt xích .
Chiều dài xích: L = pc.X =31,75.124 = 3937 mm.
 Tính tính chính xác khoảng cách trục chính xác :

6


2
2
Z1 + Z 2
Z1 + Z 2 

 Z 2 − Z1 

a = 0, 25. pc X −
+ X −
÷ − 8
÷

2
2 

 2π 







2
2

25 + 59
25 + 59 

59 − 25  


+ 124 −
= 0,25.31,75 124 −
÷ − 8
÷
2
2 
2π  






= 1290 mm
Để bộ truyền xích làm việc có độ chùng bình thường,để xích không chịu
lực căng quá lớn, ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn bằng
∆a = (0,002÷0,004)a = 0,003.1290 = 4 mm

Do đó khoảng cách trục là a = 1286 mm
9. Kiểm nghiệm số lần va đập của xích trong 1 giây:
i=

Z1.n1 25.103
=
= 1, 4 < [i ] = 16
15 X 15.124

Với [i] = 16 –số lần va đập cho phép của xích trong một giây, bảng 5.6 tài
liệu[2]
10. Tính kiểm tra xích theo hệ số an toàn :
s=

Q
F1 + Fv + Fo

Trong đó:
 Q =88,5 KN - tải trọng phá hủy,tra bảng 5.2 tài liệu[1]
 Lực trên nhánh căng :
F1 ≈ Ft = 1988 N
Lực căng do lực ly tâm :
Fv=qm.v2= 7.06 N
( qm=3,8 kg/m – khối lượng một mét xích, tra bảng 5.2 tài liệu [1])
Lực căng ban đầu của xích :
Fo=Kf .a .qm .g = 6 .1,286 .3,8 .9,81 = 287,6 N
Với Kf - hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích, khi xích nằm ngang: Kf = 6

7


⇒s=

88500
= 22,12 > [ s] = 8,5
1988 + 7, 06 + 287, 6

Với [s] hệ số an toàn cho phép [s] = (7,8 ÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [2].
11. Đường kính đĩa xích :

Bánh dẫn:
d1 =

pc .Z1
31, 75.25
=
= 253,3mm
π 
π 
sin  ÷ sin  ÷
 25 
 Z1 


 π 
d a1 = pc  0,5 + cot g  ÷÷
÷ = 267, 2mm
 Z1  

d f 1 = d1 − 2r
r = 0,5025dl + 0, 05 = 0, 0525.19,5 + 0, 05 = 9, 62

dl =19,05-bảng 5.2[1]
Bánh bị dẫn:
d2 =

pc .Z 2
= 596,5mm
π 
sin  ÷

 Z2 

d a 2 = 611, 6mm
d f 2 = 576,3mm

12. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích :
Ứng suất tiép xúc trên mặt răng đĩa xích phải thỏa điều kiện:
σ H = 0, 47

kr ( Ft kd + Fvd ) E
≤ [σ H ]
Akd

Z1 = 25 suy ra kr = 0,42
E = 2,1.105 MPa
A = 262 mm2- bảng 5.12[1]
Kd = 1 (xích 1 dãy)
Kđ = 1,2 – Bảng 5.6 [1]
8


Lực va đạp trên tải moat xích (m = 1):
Fvđ = 13.10-7.n.p3m=13.10-7.103.31,752.1 = 4,285 N
0, 42 ( 1988.1, 2 + 4, 285 ) 2,1.105
Suy ra : σ H = 0, 47
= 421,57 MPa
262.1

Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB210 với [ σ H] = 600 MPa
σ H2 < [ σ H ]

Tương tự

chọn cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện.

PHẦN III: TÍNH TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
Số liệu:

P1 = 4,24 kW
n1 = 570 ( vg/ph)
u1 = 5,65

u2 = 4,23

Thời hạn làm việc: 17 000 h
I . Cấp nhanh: bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
1. Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σb1 = 850 MPa,
σch1 = 580MPa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 , có σb2 = 850 MPa
σch2

= 580MPa

2. Phân phối tỉ số truyền:
u1 = 5,65

u2 = 4,23

3. Xác định ứng suất cho phép
9


Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350
s Ho lim = 2HB + 70

SH = 1,1

o
s Flim
= 1,8 HB

SF = 1,75

Trong đó

o
s Ho lim và s Flim
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 HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 260
s Ho lim1 = 2HB1 + 70 = 2.275 + 70 = 620MPa
o
s Flim1

= 1,8 . 275 = 495 MPa

s Ho lim 2 = 2HB2 + 70 = 2.260 + 70 = 590MPa
o
s Flim
2 = 1,8 . 260 = 468MPa

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO = 30 H 2,4
HB
=>

2,4
2,4
7
NHO1 = 30 H HB1 = 30.275 = 2,15.10

=>

2,4
= 1,88.107
NHO2 = 30 H 2,4
HB2 = 30.260

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
NHE = 60.c .å

3
ö
÷

÷
.
÷
÷
max ø

æt
i
ç
ç
ç
èt

t

å

ti

=> NHE1 = 60.c. n1.å t i .å

3
ö
÷
÷
.
÷
÷
max ø

æt
i
ç
ç
ç
t
è

t

å

ti

= 60.1.570.17 000.( 13. 0,5 + 0,73.0,5 )
= 39 . 107 > NHO1 . Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1
=> NHE1 = 60.c .n 2 .å t i .å

3
ö
÷
÷
.
÷
÷
max ø

æt
ç
ç i

ç
èt

t

å

ti

= 60.1.100,88.17 000.( 13. 0,5 + 0,73.0,5 )
= 6,91 > NHO2

=> KHL2 = 1

10


Ứng suất tiếp xúc cho phép
s Ho lim
Z R Z V K xH K HL
[σH] =
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.KxH = 1
=> [σH]1 =
[σH]2 =

620
.1= 563, 6 MPa
1,1
590
.1= 536, 4 MPa
1,1

Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy
[σH] = [σH]2 = 536,4 MPa
Theo ( 6.8 )

NFE = 60.c .å

6
ö
÷
÷
.
÷
÷
max ø

æt
i
ç
ç
ç
èt

t

å

ti

NFE1 = 60.1.570.17 000.( 16. 0,5 + 0,76.0,5 ) = 32,49. 107 > NFO = 4.106 .
Do đó KFL1 = 1
NFE2 = 60.1.100,88.17 000.( 16. 0,5 + 0,76.0,5 ) = 5,75. 107 > NFO = 4.106.
=> KFL2 = 1
Theo 6.2
o
s Flim
YRYS K xF .K FC K FL
[σF] =
SH

Với

KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1
YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1
=> [σF]1 =

495.1.1
= 283 MPa
1, 75

11


=> [σF]2 =

468.1.1
= 267 MPa
1, 75

Ứng suất quá tải cho phép
[σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 580 = 1624 MPa
[σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8. 580 = 464 MPa
[σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8. 580 = 464 MPa
4. Tính toán bộ truyền bánh răng
a. Xác định chiều dài côn ngoài
R E = K R . u 2 +1.

Với

3

T1K Hb
(1- K be ).K be .u.[s H ]2

KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3
Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25…0,3. Chọn Kbe = 0,25
KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng
bánh răng côn. Tra bảng 6.21 với

=>

K be . u
0, 25. 5, 65
=
= 0,8
2 - K be
2 - 0, 25

Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được K Hβ =
1,18
KFβ = 1,35
T1 : Momen trên trục 1. T1 = 71 239 N.mm
R E =50. 5,652 +1.

3

71239.1,18
= 186, 75 mm
(1- 0, 25).0, 25.5,65.[536,4]2

b. Xác định các thông số ăn khớp
Số răng bánh nhỏ
de1 =

2.R e
u 2 +1

=

2. 186, 75
5, 652 +1

= 65, 09 mm

12


Tra bảng 6.22 được z1p = 15,95
Với HB < 350

z1 = 1,6. z1p = 1,6.15,67 = 25,52 răng
Chọn z1 = 26 răng.

Đường kính trung bình và môđun trung bình:
dm1 = (1 – 0,5Kbe) de1 = (1 - 0,5. 0,25).65,09 = 56,95 mm
d m1
56,95
=
= 2,19 mm
z1
26

mtm =

Mô đun vòng ngoài
m tm
2,19
=
= 2,5 mm

1- 0,5K BE 1- 0,5.0, 25

mte =

Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn mte = 3mm . Do đó:
mtm = mte . (1 - 0,5Kbe) = 3.(1 – 0,5. 0,25) = 2,625 mm
d m1 56,95
=
= 21, 69 .
m tm 2, 625

z1 =

Lấy z1 = 22 răng

=> z2 = u1.z1 = 22 . 5.65 = 124,3 . Lấy z2 = 125 răng
Tính lại tỉ số truyền:
um =

z 2 125
=
= 5, 68
z1
22

Góc côn chia
æz ö
èz2 ø

æ22 ö

0
0
÷
÷
÷= 9,982 = 9 58’55”
è125 ø

÷= arctg ç
ç 1÷
δ1 = arctg ç
ç
ç
÷
ç ÷

δ2 = 90 0 – δ1 = 900 –9,9820 = 80,0180 = 8001’5”
Theo bảng 6.20, với z1 = 24, chọn hệ số dịch chỉnh đều
x1 = 0

x2 = 0

Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
dm1 = z1. mtm = 22 . 2,625 = 57,75 mm
Chiều dài côn ngoài
Re = 0,5 mte

z12 + z 22

2
2

= 0,5 . 3. 22 +125 = 190,38 mm

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
13


Theo 6.58 ứng suất tiếp xúc
[σH] = Z M Z H Z e
Trong đó:

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

ZM: Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp
Tra bảng 6.5 ZM = 274 MPa1/3
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Với x1 + x2 = 0 tra bảng 6.12 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
÷
÷
ea = [1,88 – 3,2. ç
ç

÷
ç
÷]cosβm
èz1 z2 ø
æ1
ö
1 ÷
÷
].1 = 1,76
è22 125 ÷
ø

= [1,88 – 3,2. ç
ç
ç
=> Zε =

4 - 1, 76
= 0,864
3

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ. KHα. KHv
KHβ = 1,18
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) 1
u
2

14


Với v =

p.d m1n1
3,14.57, 75.570
=
= 1, 723 m/s
60 000
60 000

Theo bảng 6.13 với bánh răng côn răng thẳng, v = 1,723 m/s < 4m/s
=> chọn cấp chính xác 8.
σH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Theo bảng 6.15 chọn σH = 0,006
go : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2
Theo bảng 6.16 chọn go = 56
=> vH = 0, 006.56.1, 723.

57, 75.( 5, 68 +1)
= 4, 77
5, 68

KHv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KHv = 1 +
Trong đó

v H . bd m1
2. T1 K Hβ K Hα

b: chiều rộng vành răng
b = Kbe. Re = 0,25. 186,75 = 47,6 mm

=> KHv = 1 +

4, 77.47, 6.57, 75
= 1, 08
2.71239.1,18.1

=> KH = 1,18 . 1. 1,08 = 1,27
Thay các giá trị vừa tính vào ta được:
2.71239.1, 27. 5, 682 +1
s H = 274.1, 76.0,864.
= 486,19 MPa
0,85.47, 6.57, 752. 5, 68

[σ’H] = [s H ]Z R Z V K xH
Với [σ’H] là độ bền tiếp xúc cho phép
Với Ra = 2,5…1,25 μm => ZR = 0,95

da < 700 mm => KxH = 1
v < 5 m/s

=> Zv = 1

=> [σ’H] = 536,4 . 1.1.0,95 = 509,6 MPa
=> σH < [σ’H] : đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh răng
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
15


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
K Fβ = 1,35 (tra ở trên)
K Fα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng

thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 với bánh răng côn

thẳng K Fα = 1
K Fv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KFv = 1 +
Với

ν F .b.d m1
2T1 .K Fβ .K Fα

ν F = δ F .g 0 .v

d m1 ( u +1)
u

δF : tra bảng 6.15
go : tra bảng 6.16

go = 56

=> vF = 0,016 . 56 .1,825 .

KFv = 1 +

δF = 0,016

63.(5, 67 +1)
= 14, 08
5, 67

14, 08.51, 79.63
= 1, 24
2.71239.1,35.1

Do đó KF = 1,35. 1. 1,24 = 1,674
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

16


zv1 =

z1
22
=
= 22,34
cos d1
0,9849

zv2 =

z2
125
=
= 719, 22
cos d2
0,1738

x1 = 0,4

x2 = - 0,4

=> tra bảng 6.18 được
εα = 1,76

YF1 = 3,48

=> Yε =

YF2 = 3,63

1
1
=
= 0,568
ea 1, 76

Thay các giá trị vừa tính được:
s F1 =

2.71239.1, 674.0,568.1.3, 48
= 64, 42 MPa <[σF1]max
0,85.51, 79.2, 625.63

s F 2 = s F1

YF 2
3, 63
= 64, 42.

= 67, 2 MPa < [σF2]max
YF 1
3, 48

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép
σ H max = σ H K qt = 486,19 1,5 = 595, 46 < [ σ H ]max = 1624 MPa

Với Kqt : hệ số quá tải

Kqt = 1,5

σ F 1max = σ F 1.K qt = 64, 42.1,5 = 96, 63 <[ σ F 1 ]max = 464 MPa
σ F 1max = σ F 1.K qt = 67, 2. 1,5 = 100,8 <[ σ F 1 ]max = 464 MPa

5. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn
Chiều dài côn ngoài

Re = 190,38 mm

Mo đun vòng ngoài

mte = 3 mm

Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng

bw = 48 mm
um = 5,67
β=0
z1 = 22

z2 = 125
17


Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,4

x2 = -0,4

Theo các công thức trong bảng 6.19
Đường kính chia ngoài
de1 = mte . z1 = 3 . 22 = 66 mm
de2 = mte . z2 = 3 . 125 = 375 mm
Góc côn chia
δ1 = 90 58’55”

δ2 = 8001’5”

Chiều cao đầu răng ngoài
hae1 = (hte + xn1.cosβm).mte
βm : góc nghiêng của răng.

βm = 0

hte = cosβm = cos 0 = 1
xn1 = x1 = 0,4 mm

=> hae1 = (1 + 0,4.1).3 = 4,2 mm
hae2 = 2. hte.mte – hae1 = 2.1.3 – 4,2 = 1,8 mm
Chiều cao chân răng ngoài
hfe1 = he – hae1
với he: chiều cao răng ngoài
he = 2.hte. mte + c

với c = 0,2 mte

=> he = 2. 1. 3 + 0,2. 3 = 6,6
=> hfe1 = 6,6 – 4,2 = 2,4 mm
hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 1,8 = 4,8 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài
dae1 = de1 + 2.hae1. cos δ1 = 66 – 2. 4,2. 0,9848 = 57,73 mm
dae2 = de2 + 2.hae2. cos δ2 = 375 – 2. 1,8. 0,1738 = 374,38mm

18


II . Cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
1. Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ: 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σb1 = 850 MPa
σch1 = 580MPa
Bánh lớn: thép 45 thường hóa đạt độ rắn 241…285, có có σb2 =850 MPa
σch2 = 580MPa
2. Phân phối tỉ số truyền:
u2 = 3
3. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350

s Ho lim = 2HB + 70

SH = 1,1

o
s Flim
= 1,8 HB

SF = 1,75

Trong đó

o
s Ho lim và s Flim
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 HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 265
s Ho lim1 = 2HB1 + 70 = 2.275 + 70 = 620MPa
o
s Flim1
= 1,8 . 275 = 495 MPa

s Ho lim 2 = 2HB2 + 70 = 2.265 + 70 = 600MPa
o
s Flim

2 = 1,8 . 265 = 477 MPa

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO = 30 H 2,4
HB
=>

2,4
2,4
7
NHO1 = 30 H HB1 = 30.275 = 2,15.10

=>

2,4
= 1,96.107
NHO2 = 30 H 2,4
HB2 = 30.265

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
19


NHE = 60.c .å

3
ö
÷
÷
.

÷
÷
ø
max

æt
i
ç
ç
ç
èt

t

å

ti
æ

15

13

ö

÷
13.
+ 0,83.
÷
=> NHE1 = 60.1.363,8.43680.ç

ç
÷
ç
è 15 +13
15 +13 ø
= 7, 4.108

> NHO1 . Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1

=> NHE2 = 60.c .n 2 .å t i .å

3
ö
÷
÷
.
÷
÷
max ø

æt
ç
ç i
ç
èt

æ

13.
= 60.1.121,3.43680.ç

ç
ç
è

= 2,5.108 > NHO2

t

å

ti

15
13 ö
÷
+ 0,83.
÷
÷
15 +13
15 +13 ø

=> KHL2 = 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép
s Ho lim
Z R Z V K xH K HL
SH

[σH] =

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.KxH = 1
620
.1= 565 MPa
1,1

=> [σH]1 =
[σH]2 =

600
.1= 545 MPa
1,1

Vậy để tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta lấy
[σH] =
Theo ( 6.8 )

1
([σH]1 + [σH]2 )= 555 MPa
2

NFE = 60.c .å

6
ö
÷
÷
.

÷
÷
ø
max

æt
i
ç
ç
ç
èt

æ

15

t

å

ti
13

ö

8
6
÷
16.
+ 0,86.

÷
NFE1 = 60.1.363,8.43680.ç
ç
÷= 6,3.10 > NFO = 4.10 .
ç
è 15 +13
15 +13 ø

Do đó KFL1 = 1

20


æ

15

13

ö

÷
16.
+ 0,86.
= 2,1.108 > NFO = 4.106.
÷
NFE2 = 60.1.121,3.43680.ç
ç
÷
ç

è 15 +13
15 +13 ø

=> KFL2 = 1

Theo 6.2
o
s Flim
YRYS K xF .K FC K FL
[σF] =
SH

Với

KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1
YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1
=> [σF]1 =

495.1.1
= 282,9 MPa
1, 75

=> [σF]2 =

477.1.1
= 272, 6 MPa

1, 75

Ứng suất quá tải cho phép
[σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 580 = 1624 MPa
[σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8. 580 = 464 MPa
[σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8. 580 = 464 MPa
4. Tính toán bộ truyền bánh răng
a. Tính toán sơ bộ khoảng cách trục
aw = K a ( u +1) . 3

T1β.K H
2

[ σ H ] .u.ψba

Trong đó
aw = K a ( u +1) . 3

T1β.K H
2

[ σ H ] .u.ψba

Trong đó

21


aw

khoảng cách trục

Ka

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

Tra bảng 6-5 với bánh răng nghiêng: Ka = 43 Mpa1/3
T1

Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 138 078 N.mm

[ σ H ] Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] = 555 MPa
u

Tỉ số truyền u = 3

ψba =

bw
aw

bw là chiều rộng vành răng. yba = 0, 25...0, 4
Chọn yba = 0, 25

® ψbd = 0,5.ψba .( u1 +1) = 0,5.0, 25. ( 4, 23 +1) = 0, 69
K Hβ

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

vành răng khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6-7=> K Hβ = 1,04

aw = 43.( 3 +1) . 3

138078.1, 04
=147, 79 mm
5552.3.0, 25

Lấy tròn aw = 180 mm để bánh răng côn không chạm vào trục III
b. Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6-17 ta có m = (0,01 ¸ 0,02).aw = 1,8 ¸ 3,6
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8, chọn modun pháp m = 3
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31:
Số bánh răng nhỏ:
z1 =

2.aw .cos b 2.180.0,9848
=
= 29, 45
m.( u2 +1)
3( 3 +1)

Lấy tròn z1= 29

Số bánh răng lớn:
z2 = z1. u2 = 29.3 = 87
Tỉ số truyền thực tế sẽ là:
um =

Z 2 87
= =3
Z1 29

Góc nghiêng β:

22


cosβ =

m( Z1 + Z 2 ) 3.(29 + 87)
=
= 0,9667 ⇒ β =140 50’ 6”
2.aw
2.180

Chiểu rộng vành răng
bw = aw . ψba = 180 . 0,25 = 45 mm
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6-33 ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2.T1.K H .( um +1)
£ [σH ]
bw .um .d w21

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 ZM = 274 Mpa1/3

ZH

Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc Z H =

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(tg20/0,9667) = 20,6320
=> tgβb = cos(20,6320).tg (140 50’ 6”) = 0,2479
=> βb = 13,9210
2.cos13,9210
Þ ZH =
=1, 715
sin(2.20, 632) 0

Theo 6.37, hệ số trùng khớp dọc
εβ = bwsinβ/(π.m)
= 45 sin(140 50’ 6”)/(3,14.3) = 1,22
Do đó theo 6.36 ta có
Zε =

1
=
ea

1
= 0, 757

1, 746

23


é
ù
æ1 1 ö
÷
ç
ê
úcos b
÷
e
1,88
3,
2
ç
Trong đó a = ê
÷
÷ú
ç
z
z
è
ø
ê
ú
1
2

ë
û
é
ù
æ1
1ö
÷
ú
= ê1,88 - 3, 2 ç
÷
ç
÷ú0,9667 = 1, 746
ç
ê
è
ø
29
87
ë
û

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
dw1 =

2.aw
2.180
=
= 90 mm
um +1 3 +1

Theo 6.40, vận tốc vòng
v=

π.d w1.n2 3,14.60.363,8
=
=1,14 m/s
60 000
60 000

Tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 được
Theo 6.42 vH =dH . g 0 . v.

KHα = 1,13

KFα = 1,37

aw
180
= 0, 002.73.1,14.
=1, 29
u
3

Trong đó
Tra bảng 6.15

δH = 0,002

Tra bảng 6.16

go = 73

=> theo 6.41:
K HV = 1 +

ν H .bw .d w1
1,14.45.90
=1 +
=1, 014
2.T1β.K H α.K H
2.138078.1,04.1,13

Theo 6.39: hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc
K H = K Hβ . K Hα .K Hv = 1,04.1,13.1,014 = 1,19
=> σ H = 274.1, 715.0, 757.

2.138 078.1,19.(3 +1)
=357,5 MPa
45.3.902

Xác định các ứng suất tiếp xúc cho phép
Với v = 1,14 < 5 m/s

Zv = 1

Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,
khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 μm. Do đó ZR = 0,95;
Với da < 700 mm, KxH = 1

24


=> [σH] = [σH]. ZvZRKxH = 555. 1.0,95.1 = 527,3 MPa
Như vậy σH <[σH] điều kiện bền tiếp xúc được thỏa
d. Kiểm nghiệm về độ bền uốn
σ F1 =

2.T1ε.KβF .Y 1.Y .YF
bw .d w1.m

Trong đó
T1: momen xoắn trên bánh chủ động
m: modun pháp

T1 = 128078 N.mm

m = 3 mm

bw: chiều rộng vành răng

bw = 45 mm

dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động dw1 = 90 mm
Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Yε =

1
εα

với ε α : hệ số trùng khớp ngang

ε α = 1,746 => Yε =

1
= 0,573
1, 765

Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
β =14,8350=> Yβ = 1 -

14,835
= 1, 01
140

Y F 1 , YF 2 hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
- Số răng tương đương :
ZV 1 =

Z1
29
=
3
cosβ 0,9667

ZV 2 =

Z2
127
=

=96
3
cos b 0,981253

3

= 32

Tra bảng 6-18 được YF 1 = 3,80 ; YF 2 =3, 61
K F Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K Fβ .K Fα .K FV
Trong đó:
KFβ = 1,08 (tra bảng 6-7) với ψ bd=0,53
KFα = 1,37 (tra bảng 6.14)

25