Đồ án cơ học máy: Tính toán thiết kế hộp giảm tốc

Đồ án cơ học máy
PHẦN 1
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Thông số đầu vào :
Thiết kế hệ dẫn động băng tải :
Lực kéo băng tải : F= 4500 (N)
Vận tốc băng tải : v= 1,8 (m/s)
Đường kính tang : D= 500 (mm)
Bộ truyền đai : thang
Thời gian phục vụ : Lh = 15600 (giờ )
1.Công suất làm việc
Plv = = =8,1 (kW)
2.Hiệu suất hệ dẫn động :
η = (ηbr)n . (ηol)m . (ηđ)k . (ηkn)h = 0,962.0,995.0,95.0,992 =0,82
Trong đó :
- Số cặp bánh răng ăn khớp : n = 2
- Số cặp ổ lăn : m = 5
- Số bộ truyền đai : k = 1
- Số khớp nối : h = 2
Tra bảng B[1] ta được :
- Hiệu suất bộ truyền bánh răng : ηbr = 0,96
- Hiệu suất bộ truyền đai : ηđ = 0,95
- Hiệu suất ổ lăn : ηol = 0,99
- Hiệu suất khớp nối : ηkn = 0,99
3. Công suất cần thiết trên trục động cơ :
Pyc = =
= 9,88 (kW)
4.Số vòng quay trên trục công tác :
nlv = = = 68,75 (vòng/ph)
5.Chọn sơ bộ tỷ số truyền :
usb = uđ . uh = 3.10 = 30

Trong đó, tra bảng B [1] ta được :
-Tỷ số truyền của bộ truyền đai : uđ = 3
-Tỉ số truyền của hộp giảm tốc : uh = 10
6. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ :
nsb= nlv .nsb = 68,75.30 = 2062,5 (vòng/ph)
7. Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ :

1


Đồ án cơ học máy
Tra bảng chọn n = 3000 ( vòng/ph) sao cho gần nhất với nsb nhất
8. Chọn động cơ :
Tra bảng phụ lục trong tài liệu [1] , chọn động cơ thỏa mãn :
n = n = 3000 (vòng/ph)
P Pyc = 10
(Kw)
Ta chọn được động cơ với các thong số sau :
KH : 4A132M2Y3
P = 11 (kW)
nđc = 2907 (vòng/ph)
dđc = 42 (mm)
9. Phân phối tỷ số truyền :
Tỷ số truyền của hệ : u= = = 42,28
Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc : uh = 10 ; u1 =3,83 ; u2 = 2,61
Tỷ số truyền bộ truyền ngoài : uđ = = = 4,23
Vậy ta có :
u = 42,28
uh=10
uđ(x) = 4,23

10. Tính các thông số trên trục :
Công suất trên trục công tác : Pct = Plv =8,1 (kW)
Công suất trên các trục khác :
PIII = =

= 8,35 (kW)

PII = =

= 8,79 (kW)

PI = = = 9,25 (kW)
Công suất trên các trục khác :
Pđc = =

= 9,93 (kW)

Số vòng quay trên trục động cơ : nđc =2907 (vòng/ph)
Số vòng quay trên trục I : n1= = = 687,23 (vòng/ph)
Số vòng quay trên trục II : n2 = = = 179,43 (vòng/ph)
Số vòng quay trên trục III: n3 = = = 68,75 (vòng/ph)
Số vòng quay trên trục công tác : nct = = = 68,75 (vòng/ph)
Mômen xoắn trên trục động cơ :

2


Đồ án cơ học máy
Mđc = 9,95.106. = 9,55.106.= 32621,77 (N.mm)
Mômen xoắn trên trục I : MI = 9,95.106. = 9,55.106. = 128541,4 (N.mm)

Mômen xoắn trên trục II: MII = 9,95.106. = 9,55.106. = 467839,83 (N.mm)
Mômen xoắn trên trục III: MIII = 9,95.106. =9,55.106. = 1159890,9 (N.mm)
Mômen xoắn trên trục công tác :
Mct = 9,95.106. = 9,55.106. = 1125163,64 (N.mm)
11.Lập bảng thông số :
Trục
Thông số

Động cơ

I

II

III

Công tác

u
P (kW)
n (v/ph)
M (N.mm)

uđ = 4,23
9,93
2907
32621,77

ubr1 = 3,83
ubr2 = 2,61

ukn = 1
9,25
8,79
8,35
8,1
687,23
179,43
68,75
68,75
128541,4
467839,83
1159890,9 1125163,64

PHẦN 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
I.Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang
Thông số yêu cầu :
P = Pđc =9,93 (kW)
M1 =M đc = 32621,77 (N.mm)
n1= nđc =2907 (vg/ph)
u đ = 4,23
β =50o

1. Chọn loại đai và tiết diện đai :

Chọn loại đai thang : Thường ( 1,4 ) : hay sử dụng
Tra đồ thị ĐT [1] với các thông số P=9,93 (kW) ta chọn tiết diện đai Ƃ
n1= 2907 (vg/ph)
2. Chọn đường kính hai bánh đai :

3


Đồ án cơ học máy
Chọn d1=125(mm) theo tiêu chuẩn cho trong bảng B[1]
Kiểm tra vận tốc đai :

v= = = 19,03 < vmax =25 (m/s)
Xác định d2 :

d2 = uđ.d1.(1-, trong đó hệ số trượt =0,02 0,04 , ta chọn =0,03
d2=u đ.d1.(1-0,03) =4,23.125.(1-0,03) = 512,89 (mm)
Tra bảng B[1] chọn d2= 500 (mm)
Tỷ số truyền thực tế : u1 = = = 4,124
Sai lệch tỷ số truyền :
=.100% =.100% = 2,5 % < 4%

3. Xác định khoảng cách trục a :
Dựa vào ut = 4,124 tra bảng B[1], ta chọn =0,95 asb =0,95.d2=480(mm)
Chiều dài đai:

L=2asb +. + = 2.480 + π +
L= 2015 (mm)
Dựa vào bảng B[1] , chọn L theo tiêu chuẩn : L= 2000 (mm)
Tính chính xác khoảng cách trục :

a= = = 822,4
Trong đó :

λ=L - = 2000 - = 1687,5 (mm)

= = 187,5 (mm)
Xác định góc ôm trên đai nhỏ :
α1 = 180 - = 180- =154o >120o

4. Tính số đai Z:
Z = trong đó :
P – Công suất trên trục bánh đai chủ động P = 9,93 (kW)
[Po] – Công suất cho phép , tra bảng B[1] hay B[1] theo tiết diện đai Ƃ,
d1= 125 (mm) và v = 19,03 (m/s) , ta được :

4


Đồ án cơ học máy
Kđ – Hệ số tải trọng động , tra bảng B[1] , ta được Kđ=1,45
Cα – Hệ số ảnh hưởng của góc ôm
Cα =1 - 0,0025.(180 - α)= 1-0,0025(180-154)=0,935
Tra bảng B[1] với α1= 160o ta được Cα = 0,95
CL – Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai , tra bảng B[1] với = = 0,89 ta được
CL=1,0
Ci – Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền , ta bảng B[1] với it = 4,124 được
Ci=1,14
Cz - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai , tra bảng
B[1] theo Z’= == 1,86 ta được Cz = 0,95

 Z = = = 3 (đai)
5. Các thông số cơ bản của bánh đai :
Chiều rộng bánh răng : B = (Z - 1)t +2e

Tra bảng B[1] ta được

ho= 4,2 (mm)
t = 19 (mm)
e = 12,5 (mm)
H = 16 (mm)
= 34 o

 B= (Z - 1)t +2e = ( 3-1).19 + 2.12,5 = 63 (mm)
Góc chêm của mỗi rãnh đai : = 34o
d1a = d1 + 2ho = 125+ 2.4,2 = 133,4 (mm)
Đường kính ngoài của mỗi bánh đai
da2 = d2 + 2ho =500 +2.4,2 = 508,4 (mm)
df1= da1 – H = 133,4 -16 =117,4 (mm)
Đường kính đáy bánh đai
df2= da2 – H = 508,4 -16 = 492,4 (mm)

6. Xác định sức căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :
Sức căng ban đầu : Fo = + Fv
Với bộ truyền định kì điều chỉnh lực căng => Fv=qm . v2 , với
qm – Khối lượng 1 mét đai , tra bảng B[1] với tiết diện đai Ƃ
=> qm=0,178 (kg/m)

5


Đồ án cơ học máy

 Fo= + 0,178.19,032 = 271,54 (N)
Lực tác dụng lên trục bánh đai :

Fr = 2 FoZ sin( ) = 2.271,54.3.sin () = 1587,5 (N)

7. Tổng hợp thông số của bộ truyền đai :
P = 9,93 (kW)
n1 = 2907 (vg/ph)
u = ut = 4,124
Thông số
Tiết diện đai
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ
Đường kính đỉnh bánh đai lớn
Đường kính chân bánh đai nhỏ
Đường kính chân bánh đai lớn
Góc chêm. bánh đai
Số đai
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
Khoảng cách trục
Góc ôm bánh đai nhỏ
Lực căng ban đầu
Lực tác dụng lệ trục

Ký hiệu

A
d1
d2
da1
da2

df1
df2
Z
B
L
a
α1
Fo
Fr

Đơn vị
(mm2)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
độ
đai
(mm)
(mm)
(mm)
độ
(N)
(N)

Giá trị
138
125

500
133,4
508,4
117,4
492,4
34o
3
63
2000
822,4
154
271,54
1587,5

6


Đồ án cơ học máy

PHẦN 3
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
I.Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh
Thông số đầu vào :
P = P1 = 9,25 (kW)
M = MI = 128541,4 (N.mm)
n = n1 =687,23 (vg/ph)
u = ubr1= 3,83
Lh = 15600 (giờ )

1. Chọn vật liệu làm bánh răng :

Tra bảng B[1] ta chọn :
Vật liệu làm bánh lớn :
-Nhãn hiệu thép : 45
-Chế độ nhiệt luyện : tôi cải thiện
-Độ rắn HB = 192 240 ; ta chọn : HB2= 230
-Giới hạn bền : σb2 = 750 (MPa)
-Giới hạn chảy : σch2 =450 MPa)
Vật liệu bánh nhỏ :
-Nhãn hiệu thép : 45
-Chế độ nhiệt luyện : tôi cải thiện
-Độ rắn HB = 241 285 ; ta chọn : HB1= 245
-Giới hạn bền : σb1 = 850 (MPa)
-Giới hạn chảy : σch1 =580 MPa)
2. Xác định ứng suất cho phép :
a) Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép :
[σH] = ZR.Zv.KxH.KHL
[σF] = YR.YS.KxF.KFL
Chọn sơ bộ :
ZR.Zv.KxH =1
YR.YS.KxF =1

7


Đồ án cơ học máy
SH ;SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
Tra bảng B[1] với :
-Bánh răng chủ động : SH1 = 1,1; SF1= 1,75
-Bánh răng bị động : SH2=1,1 ; SF2= 1,75
- ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở :

= 2HB + 70
= 1,8HB

 Bánh răng chủ động = 2HB1 + 70= 2.245 +70 =560 (MPa)
= 1,8HB1=1,8.245 = 441 (MPa)
Bánh răng bị động

= 2HB2 + 70 = 2.230 +70 = 530 (MPa)
= 1,8HB2 =1,8.230= 414 (MPa)

KHL ; KFL –Hệ số xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của
bộ truyền :
KHL =
KFL =
Trong đó :
mH , mF – Bậc của đường cong mỗi khi khử về ứng suất tiếp xúc . Do bánh răng
có HB < 350 nên mH = 6 ; mF = 6
NH0 ; NF0 – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng
suất uốn :
NH0 = 30.

Do đối với tất cả các loại thép thì NF0 = 4.106 , do vậy :

NF0 = 4.106
NH01 =30. = 30. 2452,4= 16259974,39
NH02 =30. = 30. 2302,4 = 13972305,13
NF01 =NF02 = 4.106
NHE,NHF-Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương , nếu bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh thì :
NHE = NFE = 60.c.n.tz ; trong đó

c- số lần ăn khớp trong một lần quay , c = 1

8


Đồ án cơ học máy
n- Vận tốc vòng của bánh răng
tz- Tổng số giờ làm việc của bánh răng

 NHE1 =NHF1 = 60.c.n1.t =60.1.687,23.15600 = 643247280
NHE2 =NHF2 =60.c.n2.t =60.c..t = 60.1. .15600= 167949681,5
Ta có :
NHE1> NH01 => lấy NHE1=NH01 => KHL1 =1
NHE2> NH02 => lấy NHE2=NH02 => KHL2 =1
NFE1> NF01 => lấy NFE1=NF01 => KFL1 =1
NFE2> NF02 => lấy NFE2=NF02 => KFL2 =1
Do vậy ta có :
[σH1] = ZR.Zv.KxH.KHL1= .1 .1 = 509,09 (MPa)
[σH2] = ZR.Zv.KxH.KHL2 = .1 .1 = 481,82 (MPa)
[σF1] = YR.YS.KxF.KFL1 = .1 .1 = 252 (MPa)
[σF2] = YR.YS.KxF.KFL2 = .1 .1 = 236,57 (MPa)

Do là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng => [σH] = min(σH1; σH2)= 481,82 (MPa)

b) Ứng suất cho phép khi quá tải :
[σH]max = 2,8.max (σch1; σch2) = 2,8. 580= 1624(MPa)
[σF1]max= 0,8 .σch1= 0,8. 580 = 464 (MPa)
[σF2]max= 0,8 .σch2= 0,8. 450 = 360 (MPa)

3. Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài :

Re=KR với :
KR – Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng và loại răng , đối với bộ truyền
bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép => KR = 50MPa 1/3
M1 – Momen trên trục chủ động : M1= 128541,4 (N.mm)
[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = 481,82 (MPa)
u- tỷ số truyền u=3,83

9


Đồ án cơ học máy
Kbe – hệ số chiều rộng vành răng : Chọn sơ bộ Kbe = 0,25

 = = 0,55
KHβ ; KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiueefu rộng
vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn : Tra bảng B[1] với :
+ = 0,55
+ Sơ đồ bố trí là sơ đồ I
+HB < 350
+ Loại răng thẳng : 1
Ta được :
KHβ = 1,13
KFβ = 1,25
Do vậy :
Re = KR
= 50
=189,03 (mm)

4. Xác định các thông số ăn khớp :
a. Xác định modun vòng ngoài và vòng trung bình mte, mtm :

Đường kính vòng chia ngoài :
de1 = = = 95,51 (mm)
Tra bảng B[1] với de1= 95,51 (mm) và tỷ số truyền u=3,83 ta được số răng
Z1p=17
Với HB<350 => Z1=1,6.Z1p = 1,6.17 = 27,2
Chọn Z1= 28
Đường kính vòng trung bình và modun vòng trung bình :
dm1 = (1-0,5.Kbe) . de1 = (1-0,5.0,25).95,51 = 83,57 (mm)

mtm = = =2,98 (mm)
Môđun vòng ngoài :
mte = = = 3,4 (mm)
Tra bảng B[1] ta chọn mte = 3 (mm)
Modun vòng trung bình : mtm = (1-0,5 Kbe)mte=(1-0,5.0,25)3=2,625 (mm)

b. Xác định số răng :
Z1= = = 28,04 lấy Z1= 28

10


Đồ án cơ học máy
Z2 = u. Z1 = 3,83.28 = 107,24 lấy Z2= 108
Tỷ số truyền thực tế :
ut = = =3,86
Sai lệch tỷ số truyền :
= .100% = .100% = 0,78% < 4% thỏa mãn

c. Xác định góc côn chia :
= arctg = arctg =14o32’

=900-= 90o-14o32’ = 75027’

d. Xác định hệ số dịch chỉnh :
Đối với bộ truyền bánh răng côn thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều
x1 + x2 = 0
Tra bảng B[1] với Z1=28 , ut =3,86 , ta được x1= 0,33 , x2= -x1 = -0,33

e. Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài :
Đường kính trung bình :
dm1 = m tm. Z1 = 2,98.28= 83,44 (mm)

dm2 = mtm. Z2 = 2,98.108 = 321,84 (mm)
Chiều dài côn ngoài :
Re = =

= 167,36 (mm)

5. Xác định các hệ số và các thông số động học :
Tỷ số truyền thực tế : ut = 3,86
Vận tốc vòng trung bình của bánh răng :
v= = = 3 (m/s)
Tra bảng B[1] với bánh răng côn thẳng có

CCX= 8
HB <350
v= 3 (m/s)

Nội suy tuyến tính ta được KHv , KFv – Hệ số tải trọng động trong vùng ăn
khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc , uốn :
KHv= 1,16

KFv = 1,38
Từ thông tin trang 91 và 92 trong [1] ta chọn :

Ra = 2,51,25 => ZR = 0,95
11


Đồ án cơ học máy

HB <350 ; v <5 => Zv = 1
da2 dm2 = 321,84 < 700 (mm) => KxH=1 , KxF =0,95
chọn YR=1
YS = 1,08 – 0,0695.ln(m)=1,08-0,0695ln(3)= 1
Hệ số tập trung tải trọng :

KHβ = 1,13
KFβ = 1,25

KHα, KFα - Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính
về ứng suất tiếp xúc , uốn . Do bộ truyền là bánh răng côn thẳng => KHα=1 ; KFα=1
6. Kiểm tra bộ truyền bánh răng
a. Kiểm nghiệm về ứng suất uốn :
σH =ZMZHZɛ [σH]
[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép :

[σH] = 481,82 (MPa)
ZM – Hệ số kể đến tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp : Tra bảng B[1] với x1 + x2
= 0 và β=0o ta được ZH = 1,76

Zɛ - Hệ số sự trùng hợp của bánh răng :
Z = , với :
ɛα – Hệ số trùng khớp ngang :

ɛα 1,88-3,2 =1,88-3,2 = 1,79
=>Zɛ = = = 0,86
KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
KH =KHαKHβKHv = 1.1,13.1,16 =1,31
b-Chiều rộng vành răng :
b=KbeRe=0,25.167,36 = 41,84 => b = 42

Theo đó ta có :
σH = ZMZHZɛ = 274.1,76.0,86.
= 490,66(MPa)
Kiểm tra : [σH] σH
.100% = .100% = 1,8% < 4% thỏa mãn và giảm chiều rộng vành răng
b:

b. Kiểm nghiệm về độ bền uốn :
12


Đồ án cơ học máy

σF1 = [σF1]
σF2= [σF2]
[σF1], [σF2] - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ dộng và bánh bị động , xác
định theo phần trên

KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF= KFα.KFβ.KFv = 1.1,25.1,38 = 1,725
Yɛ - Hệ số kể đến sự trùng hợp của răng :
Yɛ = = =0,56
Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
YF1,YF2 – Hệ số dạng răng , Tra bảng B[1] => YF1 = 3,54 ; YF2 = 3,65
σF1 = = = 96,58 [σF1]



σF2= = = 99,58 [σF2]
c. Kiểm nghiệm về quá tải
σHmax =σH. = 481,82. = 570,09[σH]max
σFmax1 = Kqt. σF1 = 1,4.96,58 = 135,212 [σF1]max
σFmax2 = Kqt. σF2 = 1,4.99,58 = 139,412 [σF1]max
trong đó :
Kqt – Hệ số quá tải :
Kqt= =1,4

7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng :
Đường kính vòng chia

de1 = mte.Z1= 3.28 = 84 (mm)
de2= mte.Z2= 3.108 = 324 (mm)

Chiều cao răng ngoài :

he =2,2.mte =2,2.3 = 6,6 (mm)

Chiều cao đầu răng ngoài :

hae1=(hte + x1 )mte=(1+0,33).3= 3,99 (mm)
hae2=(hte + x2 )mte=(1-0,33).3= 2,01 (mm)

Chiều cao chân răng ngoài : hfe1=he – hae1 = 6,6-3,99 = 2,61 (mm)

13


Đồ án cơ học máy

hfe2=he – hae2 = 6,6 -2,01 = 4,59 (mm)
Đường kính đỉnh răng ngoài :

dae1=de1 + 2hae1cosδ1= 84 + 2.3,99.cos 14o32’= 91,72 (mm)
dae2=de2 + 2hae2cosδ2= 324 + 2.2,01.cos75o27’ = 325 (mm)
8. Bảng tổng hợp các thông số bộ truyền :

Thông số
Chiều dài côn ngoài
Mô đun vòng ngoài
Chiều rộng vành răng
Tỷ 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
Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài
Chiều cao chân răng ngoài

Đương kính đỉnh răng

Ký hiệu
Re
mte
b
ut
β
Z1
Z2
x1
x2
de1
de2
δ1
δ2
he
hae1
hae2
hfe1
hfe2
dae1
dae2

Giá trị
167,36(mm)
3(mm)
43 (mm)
3,86
0o

28
108
0,33
-0,33
84
324
14o32’
75o27’
6,6 (mm)
3,99 (mm)
2,01 (mm)
2,61 (mm)
4,59 (mm)
91,72 (mm)
325 (mm)

II. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
Thông số đầu vào :
P = PII = 8,79 (kW)
M = MII = 467839,83 (N.mm)
n = n2 = 179,43 (vg/ph)
u = ubr2 = 2,61

14


Đồ án cơ học máy
Lh = 15600 (giờ )

1. Chọn vật liệu làm bánh răng :

Tra bảng B[1] ta chọn :
Vật liệu làm bánh lớn :
-Nhãn hiệu thép : 45
-Chế độ nhiệt luyện : tôi cải thiện
-Độ rắn HB = 192 240 ; ta chọn : HB2= 230
-Giới hạn bền : σb4 = 750 (MPa)
-Giới hạn chảy : σch4 =450 MPa)
Vật liệu bánh nhỏ :
-Nhãn hiệu thép : 45
-Chế độ nhiệt luyện : tôi cải thiện
-Độ rắn HB = 241 285 ; ta chọn : HB1= 245
-Giới hạn bền : σb3 = 850 (MPa)
-Giới hạn chảy : σch3 =580 MPa)
2. Xác định ứng suất cho phép
a) Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép :
[σH] = ZR.Zv.KxH.KHL
[σF] = YR.YS.KxF.KFL
Chọn sơ bộ :
ZR.Zv.KxH =1
YR.YS.KxF =1
SH ;SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
Tra bảng B[1] với :
-Bánh răng chủ động : SH1 = 1,1; SF1= 1,75
-Bánh răng bị động : SH1=1,1 ; SF1= 1,75
- ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở :
= 2HB + 70
= 1,8HB

 Bánh răng chủ động = 2HB1 + 70= 2.245 +70 =560 (MPa)
= 1,8HB1=1,8.245 = 441 (MPa)

Bánh răng bị động

= 2HB2 + 70 = 2.230 +70 = 530 (MPa)

15


Đồ án cơ học máy
= 1,8HB2 =1,8.230= 414 (MPa)

KHL ; KFL – Hệ số tuổi thọ ,xét đến thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền
:
KHL =
KFL =
Trong đó :
mH , mF – Bậc của đường cong mỗi khi khử về ứng suất tiếp xúc . Do bánh răng
có
HB < 350 nên => mH = 6 ; mF = 6
NH0 ; NF0 – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng
suất uốn :
NH0 = 30.

Do đối với tất cả các loại thép thì NF0 = 4.106 , do vậy :

NF0 = 4.106
NH03 =30. = 30. 2452,4= 16259974,39
NH04 =30. = 30. 2302,4 = 13972305,13
NF03 =NF04 = 4.106
NHE,NHF - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Do vậy ta có :
[σH3] = ZR.Zv.KxH.KHL3= .1 .1 = 509,09 (MPa)
[σH4] = ZR.Zv.KxH.KHL4 = .1 .1 = 481,82 (MPa)
[σF3] = YR.YS.KxF.KFL3 = .1 .1 = 252 (MPa)
[σF4] = YR.YS.KxF.KFL4 = .1 .1 = 236,57 (MPa)
Do là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng => [σH] = = 495,46 (MPa)

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
aw = Ka (u+1) =43.(2,61+1) = 210,87
Ka – Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng , Tra bảng B[1]
=>Ka=43MPa1/3
M2 – Mô men xoắn trên trục chủ động : M2= 467839,83 (N.mm)

16


Đồ án cơ học máy
[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH]= 495,46 (MPa)
u- Tỉ số truyền : u= 2,61
Ψba = bw/aw – hệ số , với bw là hệ số chiều rộng vành răng , tra bảng B[1]
=> Ψba=0,3
KHβ,KFβ –Hệ số kể đén sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc và uốn . Tra bảng B[1] và xác định :
Ψbd=0,5Ψba(u+1)=0,5.0,3(2,61+1)=0,54
Ta được KHβ=1,03 ; KFβ=1,08
aw = 211 (mm)
4. Xác định các thông số ăn khớp
a. Mô đun :
m=(0,01 0,02).aw =(2,11 4,22)(mm)
Tra bảng B[1] ta chọn m theo tiêu chuẩn m=4 (mm)

b. Xác định số răng
chọn sơ bộ β=14o => cosβ =0,970296
Z1 = = =28,36=> Z1= 28
Z2 =u.Z1 = 2,61.29 = 73,08 => Z2=73
Tỷ số truyền thực tế :
ut= = =2,607
Sai lệch tỷ số truyền :
=.100% =.100% =0,11% < 4% thỏa mãn
c. Xác định góc nghiêng của răng :
Cos β= = =0,96
⇒ β=arccos (cosβ) = 16o15’
d. Xác định góc ăn khớp : αtw
⇒ αt =αtw = arctg =arctg =20o45’
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :
βb=arctg(cosαt.tgβ ) =arctg(cos 20o45’.tg16o15’) =15o14’

5. Xác định các hệ số và các thông số động học :
Tỷ số truyền thực tế : ut =2,607
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng :
dw1 = = = 117 (mm)

dw2 = 2.aw – dw1 =2.211 -117 = 305 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng :

17


Đồ án cơ học máy
v= = = 1,1 (m/s)

Tra bảng B[1] với bánh răng trụ răng nghiêng và v=1,1(m/s) ta được cấp chính
xác của bộ truyền là CCX =9
Tra phụ lục PL[1] với :
-CCX=9
-HB <350
-Răng nghiêng
-v=1,1 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được :
KHv=1,01
KFv=1,04
Từ thông tin trang 91 và 92 trong [1] ta chọn

Ra = 2,51,25 => ZR = 0,95
HB <350 => v 5 thì Zv =1
da2 dw2 = 305 < 700 (mm) => KxH =1 , KxF = 1
chọn YR=1
YS = 1,08 – 0,0695 . ln(m)=1,08-0,0695ln(4)= 0,984
Hệ số tập trung tải trọng :

KHβ = 1,13
KFβ = 1,25

KHα, KFα - Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính
về ứng suất tiếp xúc , uốn . Do bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng
=> KHα=1 ; KFα=1
KHv,KFv – Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất
tiếp xúc uốn : KHv=1,03
KFv=1,14

6. Kiểm nghiệm về bộ truyền bánh răng :

a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc :
σH = ZM.ZH.Zɛ [σH]
[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép :
ZM - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , Tra bảng B[1]
Ta có ZM=274 MPa1/3

ZH- Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc :
ZH= = = 1,706
Zɛ - Hệ số sự trùng hợp của răng , phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ɛα và hệ
số trùng khớp dọc ɛβ :
18


Đồ án cơ học máy
Hệ số trùng khớp ngang :
α

1,88 – 3,2 =1,88-3,2 = 1,81

Hệ số trùng khớp dọc :
β
β

= = = 1,4

>1 nên : Zɛ = = = 0,74

KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : KH = KHα. KHβ. KHv = 1.1,13.1,03=1,164
bw- Chiều rộng vành răng :
bw=Ψba.aw = 0,3.211 =63,3 (mm) =>bw= 63(mm)

Thay vào ta được :
σH = 274.1,706.0,74. = 457,24 < [σH]
kiểm tra : .100% = .100% = 7,7% <10% thỏa mãn

b. Kiểm tra về độ bền uốn :
σF1 = [σF1]
σF2= [σF2]
[σF1], [σF2] - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ dộng và bánh bị động , xác
định theo phần trên

KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF= KFα.KFβ.KFv = 1.1,25.1,14 = 1,425
Yɛ - Hệ số kể đến sự trùng hợp của răng :
Yɛ = = =0,55
Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Yβ=1-=1- = 0,88
YF1,YF2 – Hệ số dạng răng phụ tuộc vào số răng tương đương :
Zv1= = = 31,64
Zv2= = = 82,5
Tra bảng B[1] với :
-Zv1=32
-Zv2=83
-x1=0
-x2=0
Ta được
YF1 = 3,8

19


Đồ án cơ học máy

YF2 = 3,61
σF1= = = 83,17 (MPa)[σF1]
σF2= = = 79,01 (MPa) [σF2]
d. Kiểm nghiệm về quá tải
σHmax =σH. = 457,24. = 541,01 [σH]max
σFmax1 = Kqt. σF1 = 1,4.83,17= 116,438 [σF1]max
σFmax2 = Kqt. σF2 = 1,4.79,01= 110,614 [σF1]max
trong đó :
Kqt – Hệ số quá tải :
Kqt= =1,4

7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng
Đường kính vòng chia :
d1= = = 116,66 (mm)
d2= = = 304,15 (mm)
Khoảng cách trục chia :
a=0,5(d1+d2)=0,5(116,66 + 304,15)= 210,4(mm)
Đường kính đỉnh tang :
da1=d1+2m = 116,66 +2.4=124,66 (mm)
da2=d2+2m = 304,15 +2.4=312,15 (mm)
Đường kính đáy răng :
df1= d1-2,5m=116,66-2,5.4= 106,66 (mm)
df2= d2-2,5m=304,15 -2,5.4= 294,15 (mm)
Đường kính vòng cơ sở :
db1=d1cosα=116,66.cos 20o= 109,6 (mm)
db2=d2cosα=304,15.cos 20o= 285,51 (mm)
Góc profin gốc α=20o

8. Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền bánh răng:

P = PII = 8,79 (kW)
M = MII = 467839,83 (N.mm)
n =n2 = 179,43 (vg/ph)

20


Đồ án cơ học máy
u = ubr2 = 2,61
Lh = 15600 (giờ )

Thông số
Khoảng cách trục chia
Khoảng cách trục
Số răng
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng lăn
Đường kính vòng đỉnh răng
Đường kính vòng cơ sở
Hệ số dịch chỉnh
Góc profin gốc
Gốc profin răng
Góc ăn khớp
Hệ số trùng khớp ngang
Hệ số trùng khớp dọc
Mô đun pháp
Góc nghiêng của răng

Ký hiệu

a
aw
Z1
Z2
d1
d2
dw1
dw2
da1
da2
db1
db2
x1
x2
α
αt
αw
ɛα
ɛβ
m
β

Đơn vị
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)

(mm)
(mm)
(mm)
độ
độ
độ
(mm)
độ

Giá trị
210,87
211
28
73
116,66
304,15
117
305
124,66
312,15
109,6
285,51
0
0
20o
20 o
20o45’
1,81
1,4
4

o
16 15’

PHẦN 4
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC,CHỌN Ổ LĂN KHỚP NỐI
I . Tính chọn khớp nối :

21


Đồ án cơ học máy

1. Chọn khớp nối :
Thường chọn nối trục đàn hồi
Chọn nối trục theo điều kiện :
Mt
dt
Mt – mômen xoắn tính toán , Mt = k.MIII= 1,5.1159,8909 = 1739,84 (N.m)
k – hệ số chế dộ làm việc , phụ thuộc vào loại máy , tra bảng B [2] k= 1,5
M – mô men xoắn danh nghĩa trên trục
Tra bảng B [2] với điều kiện Mt

=1739,84 (N.m)
dt

ta được

= 48(mm)

=2000 (Nm)

=63 (mm)
Z = 8 (chot)
D0 = 200 (mm)
Tra bảng B [2] với =2000 (Nm) ta được :
l1= 52 (mm)
l3= 44(mm)
d0 = 24 (mm)

2. Kiểm tra độ an toàn của khớp nối :
Khớp nối được kiểm nghiệm theo hai điều kiện :

a. Điều kiện sức bền đập của vòng đàn hồi :
σd = [σd]
[σd] - ứng suất dập cho phép của vòng cao su : [σd] = (24) MPa
=> σd = = = 2,06 [σd]
=> thỏa mãn
b. điều kiện sức bền của chốt :

σu =

[σu]

[σu] - ứng suất ch phép của chốt : [σu] = (6080) MPa

9. σu = = = 40,9 (MPa) < [σu]
⇒ thỏa mãn điều kiện.

22

Đồ án cơ học máy

3. Lực tác dụng lên trục :
Fkn = ( 0,1÷0,3)Ft
Với Ft= = = 11598,91 (N)
Fkn = 0,2.11598,91 = 2319,8 (N)

4. Các thông số cơ bản của nối trục đàn hồi :

Thông số

Kí hiệu

Giá trị

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được

2000 (mm)

Đường kính lớn nhất có thể của trục nối

63 (mm)

Số chốt

Z

8 (chốt)

Đường kính vòng tâm chốt

Do

200 (mm)

Chiều dài phần tử đàn hồi

l3

44 (mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt

l1

52 (mm)

Đường kính của chốt đàn hồi

do

24 (mm)

II. Thiết kế trục

1. Chọn vật liệu làm trục
Dùng thép 45 tôi cải thiện
2. Xác định lực và sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục
a. Sơ đồ phân bố lực :
b. Xác định các giá trị của các lực tác dụng lên trục , bánh răng , trục vít

- Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai : Fđ =1587,5 (N)

23


Đồ án cơ học máy

- Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng :
+ Với bộ truyền bánh răng côn thẳng :
Ft1 = Ft2 = = = 3081,5 (N)
Fr1 =Fa2 = Ft1.tgα.cosδ1 = 3081,5.tg 20°.cos 14°32’ = 1085,68 (N)
Fa1 =Fr2 =Ft1.tgα.sinδ1 = 3081,5.tg20°.sin14°32’ = 281,45 (N)
α = 20°
+ Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :
Ft3 = Ft4 = = = 7997,26 (N)
Fr3 = Fr4 = = = 3155,97 (N)
Fa3 = Fa4 = Ft3.tgβ = 7997,26.tan16°15’ = 2331 (N)

3. Tính thiết kế trục :
a. Tính sơ bộ đường kính trục và chiều rộng ổ lăn tương ứng
dsb1 = = = 34,25 (mm)
dsb2 = = = 52,68 (mm)
dsb3 = = = 71,2 (mm)
Với [τ]=(1530) MPa
Chọn d1= 35 (mm)
d2= 55 (mm)
d3 = 75 (mm)

b. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
 Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Tra bảng B [1] chọn được chiều rộng ổ lăn trên các trục
bo1 = 21 (mm)
bo2 = 29 (mm)
bo3 = 37 (mm)
 Xác định các khoảng cách :
+ Chiều dài may ơ bánh đai :
lm12 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).35 = (42÷52,5) (mm)
=>Chọn lm12= 45 (mm)
+ Chiều dài may ơ bánh răng côn :

• Với bánh răng côn nhỏ :
lm13 = (1,2÷1,4)d1 =(1,2÷1,4)35 = (42÷49) (mm)
=>Chọn lm13 = 45 (mm)
• Với bánh răng côn lớn :
lm23 = (1,2÷1,4)d2 = (1,2÷1,4)55 = (66÷77)(mm)
=>Chọn lm23 = 70 (mm)

24


Đồ án cơ học máy
+ Chiều dài may ơ bánh răng trụ

• Với bánh răng trụ nhỏ :
lm22 =(1,2÷1,5)d2 = (1,2÷1,5).55 = (66÷82,5)(mm)
=>Chọn lm22 = 70 (mm)
• Với bánh răng trụ lớn :
lm33 = ( 1,2÷1,5)d3 = (1,2÷1,5).75 = (90÷112,5)(mm)
=>Chọn lm33= 110 (mm)
+ Chiều dài may ơ nửa khớp nối : đối với nối trục răng

lm32 = (1,2÷1,4)d3 = (1,2÷1,4)75 = (90÷105) (mm)
=>Chọn lm32 = 90 (mm)

 Các khoảng cách k1, k2, k3 ,hn :

Tra bảng B [1] :
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
-

cách giữa các chi tiết quay: k1 = 15 (mm)
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp : k2 =10(mm)
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ :k3 = 10 (mm)
Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = 15 (mm)
 Xác định chiều dài các đoạn trục :

Sơ đồ tính khoảng cách đối với bánh răng côn

25