Đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một trong những kỹ năng cơ sở
của sinh viên nghành kỹ thuật. Tuy đã được học ở các môn như Cơ học máy, Chi
tiết máy… Nhưng phải đến đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí sinh viên
mới có cái nhìn toàn diện về thiết kế máy. Bên cạnh đó, đồ án đã giúp sinh viên
củng cố kiến thức đã học cũng như hoàn thiện những kỹ năng làm việc cơ bản
ngay từ khi còn ngồi trên ghế nhà trường.
Lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẻ, một lĩnh vực hoàn toàn
khác đó chính là vận dụng của lý thuyết vào thực tế ở một mức độ nào đó. Trong
quá trình thiết kế, có những lúc tra cứu các tài liệu không thực sự chuẩn xác vì
vậy không tránh khỏi những sai sót.
Trong đồ án này em chỉ trình bày một đồ án môn học với những nội dung
sau:
-Tính toán chung
-Thiết kế bộ truyền đai dẹt theo yêu cầu đồ án
-Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc.
-Tính toán trục và kích thước của hộp giảm tốc.
-Bôi trơn và các chi tiết khác
Các số liệu, hình vẽ được tham khảo từ tài liệu:
[1]. Tính toán thiết kế Hệ thống dẫn động cơ khí_Tập 1&2 (PGS.Trịnh Chất-Lê Uyển)
[2]. Giáo trình hướng dẫn thiết kế chi tiết máy. (T.S Phạm Tuấn)
[3]. Dung sai lắp ghép. (T.S Ninh Đức Tốn)
[4]. Chi tiết máy_Tập 1&2. (GS.TS. Nguyễn Trọng Hiệp)
Em xin chân thành cảm ơn Thầy giáo hướng dẫn Nguyễn Thanh Tùng
bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí giúp đỡ em trong quá trình làm đồ án này.
Sinh viên thực hiện
Phạm Quốc Việt

1


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

2


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

CHƯƠNG I
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1.Chọn động cơ.
1.1.1. Xác định công suất cần thiết của động cơ.
Công suất yêu cầu dặt lên trục động cơ xác định theo công thức (2.8)[19].
Nyc

=β

N ct
η

Trong đó :
+ Công suất công tác Nct:
Theo công thức (2.11)[1] trang 20
N ct =

P.V 8000.0,3
=
= 2,4
1000
1000
(kw)

(trong đó P=8000 N Lực kéo băng tải
V=0,3 m/s vận tốc băng tải )
+ Hiệu suất hệ dẫn động η :
Theo công thức (2.9)[1] tr19:

η = η1.η 2 .η3 ...
Trong đó η1,η2,η3… là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ
thống dẫn động.
Theo sơ đồ đề bài thì :

η = ηk (ηbr )2 .ηd .(ηol ) 4
ηk : hiệu suất của khớp.
ηbr :hiệu suất một cặp bánh răng.

η d :hiệu suất bộ truyền đai.
ηol :hiệu suất một cặp ổ lăn.
3


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

Tra bảng (2.3)[1]tr19, ta được các hiệu suất :

ηk = 1
ηbr = 0,97
ηd = 0,95
ηol = 0,99

η = 1.(0,97) 2 .0,95.(0,99) 4 = 0.86

vậy

+,Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β :
Theo công thức (2.14)[1]tr20 thì hệ số β được xác định ;
2

2

2

M  T
M  T M  T
4
2 4
β = ∑  i ÷ . i =  1 ÷ . 1 +  2 ÷ . 2 = 12. + ( 0,5 ) . = 0,79
8
8
 M 1  Tck
 M 1  Tck  M 1  Tck

(Mmm được bỏ qua vì thời gian mở máy quá nhỏ so với một chu kỳ )
⇒ Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là :

N yc = β

N ct 0,79.2,4
=
= 2,204 ( kw )
η
0,86

1.1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện.
- Số vòng quay trên trục công tác nlv :
Theo công thức (2.16)[1]tr21 ta có.
nlv =

( )

60000.v 60000.0,3
=
= 16,86 v
ph
π .D
π .340

(trong đó V=0,3 m/s vận tốc băng tải, D=340 mm đường kính tang quay )
- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) ic :
Theo công thức (2.15)[1]tr21 ta có :

ic = id .ih

Trong đó

id là tỉ số truyền sơ bộ của đai dẹt.
ih là tỉ số truyền của hộp giảm tốc .

Theo bảng 2.4[1]tr21 .
+> Truyền động bánh răng trụ , Hộp Giảm Tốc bánh răng trụ 2 cấp
ih=(8÷40)
+> Truyển động đai dẹt id=(2÷4)
4


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng
⇒ chọn ih= 16

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

id =3

⇒ ic = id .ih = 3.16 = 48
- Số vòng quay trên trục động cơ nsb
Theo công thức (2.18)[1]tr21 ,ta có

( ph)

nsb = nlv .nt = 16,86.48 = 809, 29 v

⇒ Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb=800 v/ph.

1.1.3. Chọn động cơ.

Động cơ phải thỏa mãn điều kiện sau:
N dc ≥ N yc
ndc ≈ nsb
M K M mm
≥
M dn
M

Ta có Nyc =2,204 kw

M mm M mm
=
= 1,8
M
M1

nsb=800 v/ph

+ Chọn động cơ.
Tra bảng P1.3[1]tr236 ta chọn được loại động cơ 4A100L2Y3 có các thông
số sau:
Ndc= 3 kw
nđb = 945 v/ph
MK
= 2,0
M dn
1.2.Phân phối tỷ số truyền.
-Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức (3.23)
[1]tr48:
ic =

ndc
945
=
= 56,04
nlv 16,86

- Theo công thức (3.24)[1]tr48 ta có:
Ta chọn id= 3
5

ic = ih .in = ih .id


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

⇒ ih =

ic 56,04
=
= 18,68
id
3

ih
Ta chọn tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh i1= id =6,22
⇒ tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm là :

i2 =

ih 18,68
=
=3
i1 6,22

1.3.Xác định các thông số trên các trục.
1.3.1. Công suất tác dụng lên các trục.
+ Trên trục công tác,

Nct= 2,4 kw (đã tính )

+ Trục III :

N3 =

N ct
2,4
=
= 2,55 ( kw )
ηd .ηol 0,95.0,99

+ Trục II ;

N2 =

N3
2,55
=

= 2,65 ( kw )
ηbr .ηol 0,97.0,99

+ Trục I :

N1 =

N2
2,65
=
= 2,75 ( kw )
ηbr .ηol 0,97.0,99

+ Trục động cơ :

N dc =

N1
2,75
=
= 2,78 ( kw)
ηk .ηol 1.0,99

1.3.2. Số vòng quay trên các trục.
+ Tốc độ quay của động cơ

ndc= 945 v/ph

+ Tốc độ quay của trục I :

n1 =

ndc 945
=
= 945 ( v ph )
ik
1

+ Tốc độ quay của trục II :

6


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

n2 =

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

n1 945
=
= 151,92 ( v ph )
i1 6,22

+ Tốc độ quay của Trục III:

n3 =

n2 151,92
=

= 50,64 ( v ph )
i2
3

+ Tốc độ quay của trục công tác :

nct =

n3 50,64
=
= 16,88 ( v ph )
id
3

1.3.3.Mômen xoắn trên các trục.

M i = 9,55.106.

Ni
ni

+ Trục I :

M 1 = 9,55.106

N1
2,75
= 9,55.106
= 27791( N .mm )
n1

945

+ Trục II :

M 2 = 9,55.106

N2
2,65
= 9,55.106
= 166584,38 ( N .mm )
n2
151,92

+ Trục III :

M 3 = 9,55.106

N3
2,55
= 9.55.106
= 480894,54 ( N .mm )
n3
50,64

+ Trục động cơ :

M dc = 9,55.106

N dc
2,78

= 9,55.106
= 28094,17 ( N .mm )
ndc
945

+ Trục công tác :
M ct = 9,55.106

N ct
2,4
= 9,55.106
= 1359430,6 ( N .mm )
nct
16,86

7


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

1.4.Bảng kết quả tính toán.

Trục

Động cơ

Thông số
Tỉ số truyền i

Số

vòng

I

Khớp

quay

II

6,22

III

3

Công tác

id=3

n

945

945

151,92

50,64

16,86

N (kw)

2,78

2,75

2,65

2,55

2,4

28094,1

27791

166584,38

480894,5

1359430,

4

6

(v/ph)
Công suất
Momen
(N.mm)

xoắn

M

7

8


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

CHƯƠNG II
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT
2.1 Chọn loại đai.
Chọn loại đai vải cao su.
2.2 Xác định đường kính bánh đai.
Trục dẫn là trục III (như hình vẽ đề bài).
Với thông số đầu vào:
N3 công suất trên trục dẫn : N3 = 2,55 ( kw)
N3 số vòng quay / phút trục dẫn :n3 = 50,64 ( v/p)
Theo công thức (5.6).[2]tr81:
3

Thì D1 = (1100 ÷ 1300 ) .

N3
n3

2,55
= (406 ÷ 480)
50,64
÷
= (1100 1300 ) .
(mm)
3

Theo bảng (5.1)[2]tr81 chọn D1=400 mm
Kiểm nghiệm vận tốc (5.7).[2]tr81
π.D1.n 3 3,14.400.50,64
= 1,06
V= 60.1000 = 60.1000
(m/s) ≤ 25 ÷ 30 (m/s)

Hệ số trượt của vải cao su là ξ chọn ξ = 0,02 ta có :
Tính D2 . Theo (5.8).[2]tr81 ta có:
D 2 = i.D1.(1 − ξ) = 3.(406 ÷ 480).(1 − 0,02) = 1193,64 ÷ 1411, 2 (mm)

Quy chuẩn theo bảng (5.1)[2]tr81 Ta chọn được:

 D1 = 450mm

D 2 = 1255mm

Tính lại số vòng quay thực nbd của bánh bị dẫn,theo công thức (Tr82).[2]:
D1
450
×n3
×50,64 = 17,79
nbd= (1- ξ ) D2 =(1-0,02). 1255
(v/p)

Sai số vòng quay theo yêu cầu :

9


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

∆n =

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

n ct − n bd
n ct

16,86 − 17,79
= 5%
16,86
=

Với nct là số vòng quay của trục công tác.
Vậy sai số ∆n nằm trong phạm vi cho phép (4÷5)% nên chọn D2 hợp lý.
2.3 Định khoảng cách trục A và chiều dài L.

Để góc ôm đủ lớn: A ≥ 2 (D1 +D2 ) = 2(450+1255) = 3410

mm

Lấy A=3410 mm
Theo công thức (5-1).[2] tr80 ta tính được L:
π
(D1 − D 2 ) 2
π
(450 − 1255) 2
L = 2A + (D1 + D 2 ) +
= 2.3410 + (450 + 1255) +
= 9546(mm)
2
4A
2
4.3410

2.4 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ: ( α 1 )
Theo(5-3).[2]tr80 :
α1 =

180O −

D 2 − D1
1255 − 450
×57 0 = 1800 −
×570 = 166,54O > 150O
A
3410

Vậy thỏa mãn điều kiện.
2.5 Định tiết diện đây đai ( δ , b )
δ
Để giảm ứng suất uốn chiều dày δ đai chọn theo D1 sao cho:

δ δ 
1
≤  =
D1  D 1  max 40

Theo (5.12).[2]tr82

1 450.1
δ ≤ D1 × =
= 11,25
40
40

Theo bảng (5-3).[2] Tr83. Ta chọn đai vải cao su loại B có chiều dày
δ = 11, 25mm

Theo công thức (5-13).[2]. Tính chiều rộng của dây đai

b=

1000.N
V.δ.  σp  0 .c t .c α .c V .cb

Trong đó:

V=

π.D1.n 3 π.450.50,64
=
= 1,19
60.1000
60000
m/s
10


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

Theo các số liệu từ cuốn [2] ta tra được số liệu như sau:
ct : hệ số xét ảnh hưởng chế độ tải trọng theo (5-7)Tr 86 chọn ct =0,5
cα :hệ số xét ảnh hưởng góc ôm theo (5-6)Tr 85 chọn c α = 0,97

cV :hệ số xét ảnh hưởng vận tốc theo( 5-8 )Tr 87chọn cv =1,03
cb : hế số xét ảnh hưởng cách bố trí bộ truyền theo( 5-9) Tr87chọn cb =1
 σp 
o : ứng suất cho phép đai dẹt theo (5-5)Tr 85
D1
450
=
= 40
Lấy sức căng ban đầu σ 0 =1,8 N/mm2 theo trị số δ 11, 25
tra
σ  = 2, 25

theo bảng 5-5 (T 85) chọn  p  0

Công thức(5.13).[2]:
→b

≥

1000.N
1000.6,85
=
= 143,3
V.δ.[σ p ]0 C t .Cα .C v .C b 3,78.11, 25.2, 25.0,5.0,97.1,03.1

( mm)

Vậy theo 5.4 (T 84) → b=150 (mm)
2.6 Định chiều rộng bánh đai
Chiều rộng B của bánh đai được tính theo công thức:
B = 1,1b + (10 ÷ 15) mm
Thay số ta được:
B = 1,1.150+ (10 ÷ 15) mm=165+(1015) mm
Dựa vào kết quả tính toán và bảng 5.10 chọn chiều rộng bánh đai
B =175 (mm)
Kiểm tra điều kiện

B=

6<

175 mm < D1=450 mm;

D 2 1225
=
= 7 < 12
B
75

Vậy thỏa mãn điều kiện
2.7.Tính lực căng ban đầu S0 và lực căng trên trục.
11


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

Lực căng ban đầu (5.14) Tr88.[2]:
S0 = σ 0 .δ .b = 1,9.11,25.150=3206 (N)

(trong đó σ 0 = 1,8 ÷ 2

N/mm2)
Lực tác dụng lên trục(5.15)Tr88.[2]:
166,54o
α1
R = 3.S0.sin 2 = 3.3206.sin 2 = 9552 (N)

2.8.Bảng kết quả tính toán.
Thông số

Giá trị

Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng bánh đai

D1(mm)
D2(mm)
B(mm)

450
1225
175

Chiều rộng dây đai
Chiều dài đai
Khoảng cách trục

b(mm)
L(mm)
A(mm)

150
9546
3410

Lực căng ban đầu
Lực tác dụng lên trục

S0 (N)

R(N)

3206
9552

12


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

CHƯƠNG III
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC
3.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh.
Thông số đầu vào:
Công suất:

N1 = 2,75 (kW)

Số vòng quay: n1 =945 (v/ph)
Tỉ số truyền:

i1 = 6,22

Mô men xoắn: M1 = 27791(N.mm)
Để thống nhất đơn vị khi tra bảng ta có: 1(N.mm) =1(Mpa).
3.1.1, chọn vật liệu
Theo bảng 6.1[1] chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 tôi cải thiện
Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σ b1=850 Mpa và giới hạn

chảy σch1=580 Mpa
Bánh lớn có độ rắn

HB 192…240 có giới hạn bền σ b1=750 Mpa và giới hạn

chảy σch1=450 Mpa
3.1.2,Xác định ứng suất cho phép.
a, Ứng suất tiếp xúc cho phép.
[σ H ] = σ H0 lim K HL / S H

(*)

Dựa vào bảng 6.2[1]Tr94 với thép tôi cải thiện ta có :
σ0Hlim=2HB +70 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở.
SH=1,1

hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Chọn độ rắn :Bánh nhỏ 250 HB
Bánh lớn 240 HB
→ σ0Hlim1=2.250+70 =570 Mpa
σ0Hlim2=2.240+70 =550 Mpa
13


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

+> KHL là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức (6.3)[1]Tr93.

K HL = mH

Với

N HO
N HE

mH : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, do HB<350
→ mH =6

+> NHO số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Theo công thức (6.5)[1]Tr93 ta có:
NHO1=30HB12,4 =30.2502,4=17,1.106
NHO2=30HB22,4 =30.2202,4=15,5.106
+> NHE số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương.
Theo công thức (6.7)[1]Tr93 ta có:
n

Mi

∑(M

NHE= 60.c. i =1

max

)3

.ni.ti

3
 M  3

 M2 
3
3
11
1
N HE1 = 60.c. 
.T
+
.T
÷ 1 
÷ 2  .n1 = 60.1.(1 .11800 + 5,99 .11800).945 = 1, 44.10
 M1 

 M1 

N HE 2

3
 M 3

 M2 
3
3
10
1
= 60.c. 

÷ .T1 + 
÷ .T2  .n 2 = 60.1.(1 .11800 + 5,99 .11800).151,92 = 2,32.10
 M1 

 M1 

⇒ N HE1 > N HO1 ⇒ K HL1 = 1
N HE 2 > N HO 2 ⇒ K HL 2 = 1

Thay vào(*) ta được
570.1

= 518, 2Mpa 
1,1


550.1
[σ H ]2 =
= 500 Mpa 

1,1
[σ H ]1 =

Vì bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :

[ σH ]

=

[ σH ] 1 + [ σH ] 2 =518,2 + 500=509,1 (MPa)

2

2

b, Ứng suất uốn cho phép.
[σ F ] = σ F0 lim K FC K FL / S F
14


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

Do trục quay 1 chiều nên KFC=1
Dựa vào bảng (6.2)[1]Tr94 với thép 45 tôi cải thiện
σ0Flim=1,8HB
SF=1,75
→ σ0Flim1=1,8.HB1=1,8.250=450 (Mpa)
σ0Flim2=1,8.HB2=1,8.240=432(Mpa)
- KFL là hệ số tuổi thọ.
theo công thức (6.4)[1]tr93 ta có.
K FL = mF

N FO
N FE

+>mF là bậc của đường cong mỏi mF=6
+> NFO :Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn với thép NFO=4.106
Từ công thức (6.8)[1] ta có,
mF

N FE

 Mi 
= 60c∑ 
÷ niT i
 M max 

 M

M
⇒ N FE1 = 60.c. ( 1 )6 .T1 + ( 2 ) 6 .T2  .n1
M1
 M1


= 60.1.(1 .11800 + 5,99 .11800).945 = 3,09.10
6

6

13

 M

M
⇒ N FE 2 = 60.c. ( 1 ) 6 .T1 + ( 2 ) 6 .T2  .n 2
M1
 M1


= 60.1.(16.11800 + 5,996.11800).151,92 = 4,96.1012
N FE1 > N FO ⇒ K FL1 = 1

⇒ N FE 2 > N FO ⇒ K FL 2 = 1
Vậy :

σoF lim
[ σF ] = S K FCK FL
F

450
.1.1=257,1(MPa)
1,75
⇒ [σF]1 =

15


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

432
×1×1= 246,9(MPa)
1
,75
[σF]2 =
;

c, Ứng suất quá tải cho phép.
[σH]max=2,8.σch ⇒ [σH]max=2,8.450=1260 Mpa
[σF]max=0,8.σch ⇒ [σF]max1=0,8.580=464 Mpa
[σF]max2=0,8.450=360 Mpa
3.1.3, Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
a, Khoảng cách sơ bộ trục.
Theo công thức (6.15)[1]
aw1 = K a (i1 + 1) 3

M 1K H β
[σ H ]2 i1ψ ba

Theo bảng 6.6[1] ta chọn ψba=0,3
Theo bảng 6.5[1] ta chọn ka=43

ψ bd = (i + 1).0,53ψ ba . = (6, 22 + 1).0,53.0,3 = 1,3
kHβ. Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Tra bảng 6.7[1] ⇒ kHβ= 1,1
Với M1= 27791 (N.mm) và i1=6,22 ta có
aw1 = 43(6,22 + 1) 3
Ta chọn

27791.1,1
= 126,83
490,92 .6,22.0,3

aw1 = 127 mm

b, Xác định các thông số ăn khớp .
+>chọn modun pháp theo công thức (6.17)[1]tr97

mn = (0,01 ÷ 0,02) aw1 = (1,27 ÷ 2,54)( mm)
+>Chọn modun theo bảng 6.8[1]tr99 mn=1,5
+> chọn sơ bộ β = 15o
⇒ Theo công thức 6.31[1]tr103 số răng bánh nhỏ là :
2aw1.Cosβ 2.127.Cos15o
Z1 =
=
= 22,65
m( i1 + 1) 1,5.( 6,22 + 1)

16

⇒ chọn z1 = 22 răng


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

⇒ Số răng bánh lớn là: z2 = i1.z1 = 6,22.22 = 136,84
⇒ chọn z2 = 137 răng
+> Tính chính xác tỉ số truyền im1 = z2/z1 = 137/22 = 6
+> Tính chính xác β theo 6.32[1]tr103
Cos β =

m.( z1 + z2 ) 1,5.( 22 + 137)
=
= 0,939
2.aw1

2.127

⇒ β = 20,11= 20o7’10”
+> Chiều rộng bánh răng : bw1 = ψba .aw1 = 0,3.127 = 38,1 (mm) ;
3.1.4. Tính kiểm nghiệm độ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
a,Kiểm nghiệm răng và độ bền tiếp xúc.

Theo công thức (6.33)[1]tr105 :

σH = zM .zH .zε

2.M1.K H .(i m1 + 1)
bw1.i1.d2w1

Trong đó :
+>ZM : Hệ số xét đến cơ tính vật liệu với cặp bánh răng thép-thép
tra bảng 6.5tr96 ta được:
ZM =274 Mp1/3
+>ZH : Hệ số kể đến bề mặt tiếp xúc.

⇒ ZH =

2cosβb
sin2α tw

Trong đó:
+ tg β b = cos α t.tg β
Răng nghiêng không dịch chỉnh

tgα

tan15o
= 36,190
α
⇒ tw = α t = arctg tgβ =arctg tan20,11"
⇒ tg β b= cos36,19o.tan20,11o = 0,295⇒ β b =16,46 o ;

⇒ ZH =

2cos16,46o
= 1,41
sin2.36,19o
17


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

+Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
bw1.sinβ 38,1.sin20,11o
=
= 2,78 > 1
εβ
m
π
1
,5.
π
=
Vì:

εα = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)].cosβ
εα = [1,88 - 3,2(1/22 + 1/137)]cos20,11o = 1,72
⇒Zε=

1/ ε α = 1/ 1,72 = 0,76

+KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
KH = KHβ. KHVKHα ;
KHβ : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc tra bảng 6.7[1]tr98

ψ bd = (i1 + 1).0,53ψ ba . = (6,22 + 1).0,53.0,3 = 1,14
KHβ = 1,1
KHV : Hệ số tải trọng trong vùng ăn khớp.
K Hv = 1+

ν H .bw1.dw1
2.M 1K Hβ .K Hα

2.aw1
2.127
=
=35,1
i
+
1
6,22+
1
m
1
Vì : dW1=

mm
v=

π.dw1.n1 π.35,1.945
=
= 1,73
60000
60000
m/s

vì v < 10 m/s Tra bảng (6.13,14).[1]tr106,107 chọn cấp chính xác là 8
KHα= 1,09
ν H = δ H .go.v.

aw1
127
= 0,002.73.1,73.
= 1,14
i m1
6,22

(tra bảng 6.15 :δH =0,002 )
(tra bảng 6.16:go =73 )
⇒

K Hv = 1+

3,35.38,1.35,10
= 1,07
2.27791.1,1.1,09

18

m/s


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

⇒ KH =1,1.1,09.1,07 = 1,28
bw1 = 38,1 mm
dw1 = 35,1 mm
M1 = 27791 N.mm
2.27791.1,28.(6,22 + 1)
= 307,46( Mpa)
2
38,1.6,22.(35,1)
⇒ σH = 274.1,41.0,60.
+> Tính chính xác ứng suất cho phép [

[ σH ] = ( σ°H lim

)

SH .ZR .ZV .K xH .K HL

σH ]

hay

[ σH ] = σ'H  .ZR .ZV .K xH

Do: v > 5 m/s nên : Zv = 0,925v0,05=1,004;
Ra = 2,5...1,25 µm nên : ZR = 0,95
da < 700 mm nên : KXH = 1
⇒

[σH] = 509,1. 0,95.1,004.1 = 485,58 MPa ;

Ta có: [σH] > σH
Vậy cặp bánh răng thõa mãn bền tiếp xúc.
b,Kiểm nghiệm răng về độ uốn.
Theo công thức ( 6.33)[1]tr105 :
σF =

2.M1.K F .Yε .Yβ .Y F
bw1.m.dw1

;

Trong đó :
+> M1 = 24604,61N.mm: Mô mên xoắn trên trục chủ động.
+> m= 1,5 mm: Mô đun pháp.
+> bw1 = 35,7mm : Chiều rộng vành răng.
+>dw1 = 34,10 mm : Đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động.
+>Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Yβ = 1 - β /140 = 1- 13,83/140 = 0,90
+>Vìεα=1,66→ Yε =1/εα = 1/1,66 = 0,60
+>YFHệ số dạng răng tra bảng (6.18)[1]tr109 ta có :
19

GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

YF1 =3,90 ; YF2=3,60 (vì x1 = x2 = 0 và zV1 =24,03 ; zv2 =144,18);
+> KF : Hệ số tải trọng khi xét tới độ uốn :
KF = KFβ .KFα .KFv ;
KFβHệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
Tra bảng (6.7) [1]tr98 ,KFβ =1,1
KFα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp,tra bảng (6.14)[1]tr107,ta có: KFα =1,27 ( vì v=5,14 m/s)
KFV: Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
KFν =1+νF.bw1.dw1/(2.M1.KFβKFα )
Theo CT (6.47)[1]tr109 :
Trong đó :

ν F = δ F .g0.v. aw1 / i1

δF = 0,006 bảng (6.15)

g0= 56 bảng(6.16)
⇒ ν F = 0,006.56.5,14. 119/ 5,98 = 7,704
Do đó :

⇒

⇒

KFv = 1 + 7,704.35,7.34,10/(2. 24604,61. 1,1. 1,27) =1,136

⇒

KF = 1,1.1,27.1,136 = 1,59

σF1 =

2.24604,61.1,59.0,6.0,9.3,9
= 90,24(MPa)
35,7.1,5.34,10
<[σF1] ;

σF2 = σF1 .YF2/YF1 = 90,24.3,6/ 3,9 = 83,29 (MPa) <[σF2] ;
Như vậy đảm bảo điều kiện uốn.
c, Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Theo CT(6.48)tr110 ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,8

σ Hmax = σH . K qt = 308,49. 1,8 = 413,88 (MPa) <[σH ]max = 1260(MPa)
TheoCT (6.49) tr110 :
σF1max = σF1.Kqt = 90,24 .1,8 = 162,432(MPa) < [σF1] max = 464 Mpa

20


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

σF2max = σF2.Kqt = 83,29.1,8 = 149,922 (MPa) < [σF2] max =360 Mpa

Thõa mãn về điều kiện quá tải.

3.1.5. Bảng thông kê các thông số cặp bánh răng trụ-nghiêng cấp nhanh.
Tên thông số

Công thức+ kết quả

Khoảng cách trục (mm)

a w1 =

( Z1 + Z2 ) .mn
2.cosβ

= 119

m n = 1,5

Mô đun pháp (mm)

(mm)
h = 2, 25.mn = 2, 25.1,5 = 3,375

Chiều cao răng (mm)

Z1 = 22

Số răng từng bánh

Z2 = 132

b w1 = 35, 7

Chiều rộng từng bánh răng
(mm)

b w 2 = b w1 − (5 ÷ 10) = 30, 7 ÷ 25, 7
⇔ b w 2 = 28

Chiều cao đầu răng (mm)

h d = mn = 1,5

Góc ăn khớp (Độ)

α n = 20 o

Góc nghiêng răng (Độ)
Độ hở hướng tâm (mm)

β = 13,83o
c = 0, 25.m n = 0, 25.1,5 = 0, 375
m .Z 1,5.22
d w1 = n 1 =
= 33,98
cosβ 0,971
m .Z 1,5.132
dw2 = n 2 =
= 203,91
cosβ
0,971

Đường kính vòng chia từng bánh
(mm)

21


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

Đường kính vòng lăn từng bánh
(mm)
Đường kính vòng đỉnh răng
(mm)
Đường kính vòng chân răng
(mm)

d1 = d w1 = 33,98
d 2 = d w 2 = 203,91
d e1 = d w1 + 2.m n = 42,53 + 2.1,5 = 45,53
d e2 = d w 2 + 2.m n = 203,91 + 2.1,5 = 206,91
d i1 = d w1 − 2m n − 2c = 33,98 − 2.1,5 − 2.0,375 = 30, 23
d i2 = d w 2 − 2m n − 2c = 203,91 − 2.1,5 − 2.0,375 = 200,16

3.1.6. Tính lực ăn khớp:
Khi ăn khớp lực ăn khớp được chia làm 3 thành phần;
Ft1 = Ft2 =

+>Lực vòng:

2M1 2.24604,61
=
= 1448,18(N)
dw1
33,98

Ft1.tanα 1448,18.tan200
Fr1 = Fr2 =
=
= 542,83(N)
0
cos
β
cos
13,83
+>Lực hướng tâm:
+>Lực dọc trục:Fa2 = Fa1 = Ft1.tgβ = 1448,18. tan13,83= 356,51(N)
3.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm.
Thông số đầu vào:
Công suất:

N2 = 7,13 (kW)

Số vòng quay: n2 =481,61 (v/ph)
Tỉ số truyền:

i 2= 3

Mô men xoắn: M2 = 141383,07 (N.mm)

3.2.1, chọn vật liệu
Theo bảng 6.1[1] chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 ôi cải thiện
Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σ b1=850 Mpa và giới hạn
chảy σch1=580 Mpa
Bánh lớn có độ rắn

HB 192…240 có giới hạn bền σ b1=750 Mpa và giới hạn

chảy σch1=450 Mpa
22


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

3.2.2,Xác định ứng suất cho phép.
a, Ứng suất tiếp xúc cho phép.
[σ H ] = σ H0 lim K HL / S H

(*)

Dựa vào bảng 6.2[1]tr92 với thép tôi cải thiện ta có :
σ0Hlim=2HB +70 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở.
SH=1,1

hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Chọn độ rắn: Bánh nhỏ 250 HB
Bánh lớn 240 HB

→ σ0Hlim1=2.250+70 =570 Mpa
σ0Hlim2= 2.240 +70 =550 Mpa
+>KHL là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức (6.3)[1].
K HL = mH

Với

N HO
N HE

mH : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, do HB<350
→ mH =6

+> NHO số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Theo công thức (6.5)[1]tr93 ta có:
NHO1=30HB12,4 =30.2502,4=17,1.106
NHO2=30HB22,4 =30.2402,4=15,5.106
+> NHE số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương.
Theo công thức (6.7)[1]tr93 ta có
n

Mi

∑(M

NHE= 60.c. i =1

max

)3

.ni.Ti

3
 M 3

 M2 
3
3
9
1
N HE1 = 60.c. 
.T
+
.T
÷ 1 
÷ 2  .n1 = 60.1.(1 .11800 + 0,5 .11800).2880 = 2, 2910
M
M
 1 

 1

N HE2

3
  M 3

 M2 

3
3
8
1
= 60.c. 
.T
+
.T
÷ 1 
÷ 2  .n 2 = 60.1.(1 .11800 + 0,5 .11800).481, 61 = 3,8.10
 M1 

 M1 

⇒ N HE1 > N HO1 ⇒ K HL1 = 1
N HE 2 > N HO 2 ⇒ K HL 2 = 1
23


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

Thay vào(*) ta được
570.1

= 518, 2Mpa 
1,1



550.1
[σ H ]2 =
= 500 Mpa 

1,1
[σ H ]1 =

Vì bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :

[ σH ]

=

[ σH ] 1 + [ σH ] 2 =518,2 + 500=509,1 (MPa)
2

2

b, Ứng suất uốn cho phép.
[σ F ] = σ F0 lim K FC K FL / S F

Do trục quay 1 chiều nên KFC=1
Dựa vào bảng (6.2)[1] tr94 với thép 45 tôi cải thiện
σ0Flim=1,8HB
SF=1,75
→ σ0Flim1=1,8.HB1=1,8.250=450 (Mpa)
σ0Flim2=1,8.HB2=1,8.240=432 (Mpa)
- KFL là hệ số tuổi thọ.
theo công thức (6.4)[1]tr93 ta có.
K FL = mF

N FO
N FE

+>mF là bậc của đường cong mỏi mF=6
+> NFO: Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn với thép NFO=4.106
Từ công thức (6.8)[1]tr93 ta có,
mF

N FE

 Mi 
= 60c∑ 
÷ niT i
 M max 

 M

M
⇒ N FE1 = 60.c. ( 1 )6 .T1 + ( 2 ) 6 .T2  .n1
M1
 M1


24


GVHD: Nguyễn Thanh Tùng

Lớp: Máy và Tự Động Thủy Khí – K58

= 60.1.(1 .11800 + 0,5 .11800).2880 = 2,07.10
6

6

9

 M

M
⇒ N FE 2 = 60.c. ( 1 ) 6 .T1 + ( 2 ) 6 .T2  .n 2
M1
 M1


= 60.1.(16.11800 + 0,56.11800).481,61 = 3,5.108
N FE1 > N FO ⇒ K FL1 = 1

⇒ N FE 2 > N FO ⇒ K FL 2 = 1
Vậy :

σoF lim
K FC K FL
[ σF ] =
SF

450
.1.1=257,1(MPa)
⇒ [σF]1 = 1,75

432
×1×1= 246,9(MPa)
[σF]2 = 1,75
;

c, Ứng suất quá tải cho phép.
[σH]max=2,8.σch ⇒ [σH]max=2,8.450=1260 Mpa
[σF]max=0,8.σch ⇒ [σF]max1=0,8.580=464 Mpa
[σF]max2=0,8.450=360 Mpa
3.2.3, Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
a, Khoảng cách sơ bộ trục.
Theo công thức (6.15a)[1]tr96
aw2 = K a (i2 + 1) 3

M 2KHβ
[σ H ]2 i2ψ ba

Theo bảng 6.6[1] tr97 ta chọn ψba=0,3
Theo bảng 6.5[1] tr96 ta chọn ka=43

ψ bd = (i2 + 1).0,53ψ ba . = (3 + 1).0,53.0,3 = 0,636
kHβ. Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Tra bảng 6.7[1]tr98 ⇒ kHβ= 1,07
Với M2= 141383,07 (N.mm) và i2=3 ta có
25