ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ HỌC MÁY: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ BỘ TRUYỀN XÍCH

Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

ĐỒ ÁN MÔN HỌC : CƠ HỌC MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
BỘ TRUYỀN XÍCH
----Đề số 09-Phương án 02---Sinh viên : Hoàng Gia Thái
Lớp
MSV

: Tuyển Khoáng B K59
:

1421040507

Giảng Viên HD : Nguyễn Duy Chỉnh

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Thiết kế hệ dẫn động băng tải

-

Lực kéo băng tải : F = 8000 ( N )
Vận tốc băng tải: v = 1,45 ( m/s )
pg. 1


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507

Tuyển Khoáng B-K59

Đường kính tăng quay: D = 320 ( mm )
Bộ truyền: Xích
Thời gian phục vụ: Lh = 23400 ( giờ )
Góc nghiêng đường lối tâm bộ truyền ngoài: β = 40
Đặc tính làm việc: êm
1 Công suất làm việc :

Plv =

F .v
1000

= = 11,6 ( kw ) =Pct

2 Hiệu suất hệ dẫn động :
η = (ηbr)n. ( ηol )m .( ηđ(x) )k .( ηkn )h
Trong đó :

-

Số cặp bánh răng ăn khớp : n = 2

-

Số cặp ổ lăn : m = 4

- Số bộ truyền đai : k = 1
-

Số khớp nối : h = 1

Tra bảng B

2.3
[ 1]
19

ta được :

-

Hiệu suất bộ truyền bánh răng : ηbr = 0,97

-

Hiệu suất bộ truyền đai ( xích ) : ηđ(x) = 0,96

-

Hiệu suất ổ lăn : ηol = 0,9992

-

Hiệu suất khớp nối : ηkn = 1
η =(0,97)2 . ( 0,992 )4.0,96.1 = 0,8747

3 Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Pyc =

Plv
η

= = 13,26 ( kw )

4 Số vòng quay trên trục công tác :
pg. 2


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

nlv =

60000.ν
π .D

= = 86,58 ( v/ph ) đối với hệ dẫn động băng tải

5 Chọn sơ bộ tỷ số truyền
Usb = Uđ(x).Uh

Trong đó, tra bảng B

2.4
[ 1]
21

ta được :

- Tỷ số truyền bộ truyền đai ( xích ) : Uđ(x) = ( 2…5 )
- Tỷ số truyền hộp giảm tốc : Uh = ( 8…40 )
Chọn Uh = 8
→

Ux = 2

Usb = Ux.Uh = 2.8 = 16

6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ :
nsb = nlv. Usb = 86,58.16 = 1385,28 ( v/ph )

7 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ :
Tra bảng Chọn ntsb = 1460 ( v/ph ) sao cho gần với nsb nhất

8 Chọn động cơ :
Tra bảng phụ lục trong tài liệu
b
ndb

=

Pdccf ≥

t
ndn

[ 1]

,chọn động cơ :

= 1460 ( v/ph )

Pyc = 18,5 ( kw )

Ta chọn được động cơ với các thông số sau :
KH : 4A160M4Y3
Pdccf

pg. 3

= 18,5 ( kw )


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

nđc = 1460 (v/ph )
dđc = 40 (mm)

9 Phân phối tỷ số truyền :

Tỷ số truyền của hệ: U =

nđc
nlv

= = 16,863

Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc: Uh =8

Tỷ số truyền bộ truyền ngoài: Uđ(x) =

U
Uh

= = 2,107

Ta có uh = u1.u2 trong đó u1 là cấp nhanh , u2 là cấp chậm

Tra bảng B

3.1
[ 1]
43

ta có uh = 8 => u1 = 3,3 , u2 = 2,42

Tất cả các tỷ số truyền trên phải phù hợp với các giá trị trong bảng B
Vậy ta có :
U = 16,863
Uh = 8
Uđ(x) = 2,107
10. Tính các thông số trên trục:
Công suất trên trục công tác: Pct = Plv = 11,6 ( kw )
Công suất trên các trục khác:

PIII = = = 11,69 ( kw )
PII = = = 12,14 ( kw )
PI == = 12,61 ( kw )
Công suất trên trục động cơ:
pg. 4

2.4
[ 1]
21


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

Pđc == = 13,135 ( kw )
Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 1460 (v/ph)
ndc
ud ( kn )

Số vòng quay trên trục I: n1 =

Số vòng quay trên trục II: n2 =

= = 692,928 ( v/ph )
n1
u1

Số vòng quay trên trục III: n3 =

n2
u2

= = 209,978( v/ph )

= = 86,76 ( v/ph )

Số vòng quay trên trục công tác: nct = = = 86,76 ( v/ph )

Mômen xoắn trên trục động cơ: Mđc = 9,55.106.

Pdc
ndc

= 9,55.106. = 85917,29

( N.mm )

Mômen xoắn trên trục I: MI = 9,55.106.

PI
nI

Mômen xoắn trên trục II: MII = 9,55.106.

Mômen xoắn trên trục III:MIII = 9,55.106.

= 9,55.106. = 173792,22 ( N.mm )

PII
nII
PIII
nIII

= 9,55.106. = 552138,79( N.mm )

= 9,55.106.=1286762,33( N.mm )

Mômen xoắn trên trục công tác: Mct=9,55.106.
(N.mm)

11Lập bảng thông số :

pg. 5

Pct
nct

= 9,55.106. =1276855,69


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

Trục
Thông số

Động cơ

U

I

II

III

Công tác

2,107

3,3

2,42

1

P ( kw )

13,135

12,61

12,14

11,69

11,6

n ( v/ph )

1460

692,928

209,078

86,76

86,76

173792,22

552138,79

1286762,33

1276855,69

1460
M (N.mm)

85917,29

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
I. Tính toán thiết kế bộ truyền xích
Thông số đầu vào :
P = Pđc = 18,5 ( kw )

MI = Mđc = 85917,29 ( N.mm )
n1 = nđc = 1460 ( vg/ph )
u = ux = 2,107
β = 40°
1 Chọn loại xích: Chọn loại xích ống con lăn
2 Chọn đĩa răng đĩa xích
Z1

≥

= 29-2u = 29-2.2,107 = 24,786 19 (thỏa mãn) chọn Z1 = 25

Z2

=u

× Z1

×

= 2,107 25 = 52,675

≤ Z max

= 140 ( thỏa mãn ) chọn

3 Xác định bước xích
Bước xích p được tra bảng B[1] với điều kiện

pg. 6

Pt ≤ [ P ]

Z2

= 53


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

Pt

Ta có công thức tính toán: =P.k.kz.kn
Pt ≤ [ P ]

Điều kiện đảm bảo về chỉ tiêu độ bền mòn
Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa
xích nhỏ nhất là: (Z01 = 25; n01 = 1600. Chú ý chọn n01 gần với n1 nhất)
kz =

Hệ số răng:

Z 01
Z1

= =1

Hệ số vòng quay: kn = = = 1,096

k0 .ka kdc kbt k d kc

k=
Ở đây:
k0

ka

:Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: tra bảng B với β=40o ,ta được

kdc

kd
kc

ka

=1

:Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích. Tra bảng Bta được
:Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn. Tra bảng Bta được
:Hệ số tải động. Tra bảng B ta được

kd

kbt

kdc

=1

=1

=1

:Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền. Tra bảng Bvới số ca làm việc là: 2

ca ta được

pg. 7

=1

:Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích: chọn a = (30÷50) (lấy

a = 40) tra bảng B, ta được

kbt

k0

kc

=1,25


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

⇒ k = k0 ka k dc kbt kd kc

=1.1.1.1.1.1,25=1,25

Công suất cần truyền P=18,5
⇒ Pt = P.k .k z .kn

=18,5.1,25.1.1,096 = 25,345

Tra bảng B[1] với điều kiện: ta được:
-Bước xích: p= 25,4(mm)
-Đường kính chốt:

dc

= 7,95(mm)

-Chiều dài ống: B= 22,61(mm)
-Công suất cho phép:

[ P]

= 43,8(kW)

4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:
Chọn sơ bộ:
a

×

×

= 40 p= 40 25,4= 1016(mm)

Số mắt xích:

X = + = 120,56
x

Chọn số mắt xích là số chẵn: =122
Tính lại khoảng cách trục:
p
Z + Z2
Z + Z2 

 Z 2 − Z1 
a = x − 1
+ x− 1
÷ − 2
÷
4
2
2 

 π 

2

2

*






=]
= 1029,589
Để xích tải không quá căng thì cần giảm

pg. 8

a

một lượng:


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

∆a

a*

= 0,003. = 0,003.1029,589= 3,088767(mm)

Do đó:
a = a* − ∆a

= 1029,587 - 3,088767= 1026,498233(mm)

Số lần va đập của xích u:

Tra bảng B

5.9
[ 1]
85

lần va đập cho phép của xích
i= =

≤ [ i]

với loại xích ống con lăn, bước xích p= 25,4(mm)

[ i]

=30

=30 (thỏa mãn)

5.Kiểm tra nghiệm xich về độ bền:
s=

Q
≥ [ s]
kd .Ft + F0 + Fv

Q-Tải trọng phá hỏng,tra bảng B

5.2
[ 1]
78

với p=25,4(mm) ta được

+ Q= 56700(N)
+ Khối lượng một mét xích:q= 2,6(kg)
Kd

-Hệ số tải động:
+ Chế độ làm việc trung bình
+ Chế độ làm việc nặng:

Kd

+ Chế độ làm việc rất nặng:

pg. 9

⇒ Kd

=1,2 (lấy)

=1,7
Kd

=2,0

⇒

Số


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

Ft

-Lực vòng:
V = = (vg/ph)
Ft= = = 1197,33(N)

Fv

-Lực căng do lực ly tâm gây ra:
Fv= q.v2= 2,6.15,4512= 620,7(N)

F0

-Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81.k f .q.a

= 9,81.2,6.1,0345.2= 52,772
kf

Trong đó:

[ s]
[ s]

-Hệ số phụ thuộc độ võng của xích:

-Hệ số an toàn cho phép,tra bảng B

=16,3

S=
Do vậy:
s = 30,307

≥ [ s]

=16,3 (thỏa mãn)

6.Xác định thông số của đĩa xích:
Đường kính vòng chia:

Đường kính đỉnh răng:

Bán kính đáy:
pg. 10

5.10
[ 1]
86

với p=25,4 ;

n1

=1460 ,ta được


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

r = 0, 5025.d + 0, 05 = 0,5025.15,88 + 0, 05
'
1

'
1

d

=8,0297 với

=15.88(bảng B

5.2
[ 1]
78

)

Đường kính chân răng:

Kiểm nghiệm răng đĩa xích về chế độ bền tiếp xúc:

=0,47. = 353,627 (MPa)

Trong đó:
Kd

-hệ số tải động, đã có ở trên

kd

=1

A-Diện tích chiều của bản lề ,tra bảng B
mm

với p=25,4(mm),ta được A=180

2

kr
kr

5.12
[ 1]
87

-Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích,tra bảng trang 87

[ 1]

với

Z1

=25,ta được

=0,395
kd

-Hệ số phân bố tải không đều giữa các dãy,nếu sử dụng 1 dãy thì

Fvd

=

13.10−7.n1. p 3 .m

=

13.10−7

kd

=1

25, 43

.1460.

.1= 31,102 (N) (Lực va đập trên m dãy)

E-Modul đàn hồi:
E=

thép

pg. 11

2 E1.E2
= 2,1.105 ( MPa)
E1 + E2

do

E1 = E2 = 2,1.105 ( MPa )

:cả 2 đĩa xích đều làm bằng


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

5.11
[ 1]
86

Do đó:Tra bảng B
ta chọn vật liệu đĩa xích là Thép 45 Tôi cải thiện đạt độ
cứng HB 170 có ứng suất tiếp cho phép là
7.Xác định lực tác dụng lên trục:
Fr = k x .Ft =

1,05.1197,33= 1257,1965

Trong đó:
kx

-hệ số kể đến trọng lượng của xích:với

8.Tổng hợp các thông số bộ truyền:
P= 18,5 (kW)
M1

= 85917,29 (N.mm)

n1 = 1460 (vg/ph)

u = 2,107

pg. 12

β

>

400

ta được

kx

=1,05


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

Thông số
Loại xích

Kí hiệu
..................
.
p

Đơn vị

Giá trị
Xích ống con lăn

(mm)
(mm)

25,4

120

Chiều dài xích
Khoảng cách trục

L

(mm)
(mm)

1034,47

Số răng đĩa xích nhỏ

Z1

25

Số răng đĩa xích lớn

Z2

53

Vật liệu đĩa xích
Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ

Thép 45
d1

(mm)

202,65

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn

d2

(mm)

428,76

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ d a1

(mm)

213,76

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn

da 2

(mm)

428,006

Bán kính đáy

r

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df1

(mm)
(mm)

8,0297
186,0956

Đường kính chân răng đĩa xích lớn

df2

(mm)

412,7006

Lực tác dụng lên trục

Fr

(N)

1257,1965

Bước xích
Số mắt xích

x

a

4

Phần 3 : Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Trong
I. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cặp bánh răng thứ nhất
Thông số đầu vào:
P = P1 = 12,61 ( kW )
M = M1 = 173792,22 ( N.mm )
n = n1 = 692,928
u = ubr = 3,3
Lh = 23400 (h)
pg. 13


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

1. Chọn vật liệu làm bánh răng :
Tra bảng B, ta chọn:
Vật liệu bánh lớn:
- Nhãn hiệu thép: Thép 45
- Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện
- Độ rắn: HB = 192 240; ta chọn HB2 = 230
- Giới hạn bền: = 750 ( Mpa )
- Giới hạn chảy: = 450 ( Mpa )
Vật liệu bánh nhỏ:
- Nhãn hiệu thép: Thép 45

- Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện
- Độ rắn: HB = 241 285; ta chọn HB1 = 245
- Giới hạn bền: = 850 ( Mpa )
- Giới hạn chảy: = 580 ( Mpa )
Chú ý: Chọn vật liệu của hai bánh răng đều phải là vật liệu nhóm I : HB 350 và
nên chọn HB1 = HB2 + 10 15
2.Xác định ứng suất cho phép:
a Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép:
= ZRZVKXHKHL
= YRYSKXFKFL
Trong đó: Chọn sơ bộ : ZRZVKXH = 1
YRYSKXF = 1
SH , SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn , tra bảng B
với
- Bánh răng chủ động: SH1 = 1,1 ; SF1 = 1,75
pg. 14


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

- 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 chủ động = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 ( MPa )
= 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 ( MPa )
Bánh bị động = 2HB2 + 70 = 2.230 +70 = 530 ( MPa )

= 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 ( MPa )
KHL , KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến thời gian phục vụ và chế tài tải trọng của bộ truyền
KHL =

KFL =

Trong đó: mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi khử về ứng suất ứng tiếp xúc. Do
bánh răng có HB 350 nên => mH = 6 và mF = 6
NHO ; NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
NHO = 30.
NFO = 4. Do đối với tất cả các loại thép thì NFO = 4. nên :
NHO1 = 30. = 30.2452,4 = 16259974,4
NHO2 = 30. = 30.2302,4 = 13972305,13
NFO1 = NFO2 = 4.
NHE ; NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
aw = Ka( u +1 ) với:
Ka – Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng, tra bảng B
=> Ka = 43 Mpa1/3
M1 – Mômen xoắn trên trục chủ động: M1 = 173792,22 ( N.mm )
– Ứng suất tiếp xúc cho phép: = ( Mpa )
= ZRZVKXHKHL1 = .1 = 509,1 ( MPa )
= ZRZVKXHKHL2 = .1 = 481,8 ( MPa )
=>= 495,45(MPa)
pg. 15


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

u – Tỷ số truyền: u = 3,3
= – Hệ số, với bw là hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng B.
Ta có = 0,3
; – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc và uốn. Tra bảng B ( sơ đồ 5 ) và xác định
= 0,5.(u+1) = 0,5.0,3.(3,3+1)=0,645
ta được: = 1,03 , = 1,08
=> = 43(3,3 +1) = 166,98 ( mm ), làm tròn đến số nguyên gần nhất => = 167
4. Xác định thông số ăn khớp:
a. Môđul:
m = (0,01 0,02)aw = ( 1,72 3,44 )(mm )
Tra bảng B chọn m theo tiêu chuẩn m = 3 (mm )
b Xác định số răng:
Chọn sơ bộ = 14 => cos = 0,970296
Z1 = = = 25,122 chọn Z1 gần với giá trị tính được nhất,
phải > 17
=> Z1 = 26

Z2 = u.Z1 = 3,3.26 = 85,8 , chọn Z2 = 86

Tỷ số truyền thực tế:

Ut = = = 3,31

Sai lệch tỷ số truyền:
u = .100 = = 0,3% < 4% nếu đúng => thỏa mãn, nếu sai thì chọn lại Z1 và Z2

c Xác định góc nghiêng của răng:
Cos = = = 1,00598; chú ý phải nằm trong khoảng 820

=> = arccos(cos) = 12,38
d. Xác định góc ăn khớp:
=> = = arctag = arctag
5 Xác định các hệ số và các thông số động học:
Tỷ số truyền thực tế: = 3,31
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:
= = = 77,494 ( mm )
= 2. - = 2.167 – 77,494 = 256,506 ( mm )
Vận tốc vòng của bánh răng:
V = = = 2, 81( m/s )
Tra bảng B với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 2,81 ta được cấp chính xác của

bộ truyền là : CCX = 9
pg. 16


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

Tra phục lục PL với
- CCX = 9

- Răng nghiêng

- HB < 350

- v = 2,81 ( m/s )

Nội suy tuyến tính ta được:

KHv = 1,03

KFv = 1,07

Từ thông tin trang 91 và 92 trong ta chọn:
Ra = 2,5 1,25 => ZR = 0,95
HB < 350 Có v 5 ( m/s ) thì Zv = 1
da2 = dw2 = 264,186 ( mm ) < 700 ( m/s ) => KXH = 1 là hệ số xét đến ảnh hưởng của
kích thước bánh rang.
Chọn YR = 1 – Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chân răng
Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1,004 là hệ số xét đến độ nhậy của
vật liệu đối với tập trung ứng suất , với m – môđun, tính bằng mm.
Do da2 dw2 = 264,186 ( mm ) 700 ( mm )=>KxF = 1 là hệ số xét đến ảnh hưởng của
kích thước bánh răng đến độ bền uốn.
Hệ số tập trung tải trọng:
= 1,03

= 1,08

, –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 => , = 1
KHv,KFv- hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn:
KHv=1,03

KFv=1,07

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:
a Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc:
= ZMZHZ
- Ứng suất tiếp xúc cho phép

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp , tra bảng B
pg. 17


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

ta có ZM = 274 Mpa1/3
ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
ZH = = = 1,753
Z – Hệ số sự trùng khớp của răng, phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang và hệ số
trùng khớp dọc :
Hệ số trùng khớp ngang:
1,88 – 3,2 = 1,88 - 3,2 = 1,794
Hệ số trùng khớp dọc:
= = = 1,14>1
Ta có 1 nên: = = = 0,84
KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH = = 1.1,03.1,03 = 1,0609
bw - Chiều rộng vành răng:
bw = = 0,3.167 = 50,1
Thay vào ta được:
= 274.1,753.0,84. = 453,028 ( MPa )
Tính chính xác = ZvZRKxH = 495,45.1.0,95.1 = 470,67
Kiểm tra:
Ta có≤ và ==3,748%≤10%
=>chấp nhận, nếu sai=>quá thừa bền, phải giảm ψba nếu có thể hoặc giảm aw
b. Kiểm nghiệm về độ bền uốn
=

=
- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động.
KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
pg. 18


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

KF = = 1.1,08.1,07 = 1,1556
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: = = = 0,557
- Hệ số kể đến độ nghiêng cuả răng: = 1 - = 1 - = 0,9116
- Hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng tương đương:
= = = 92,289

= = = 27,9
Tra bảng B với: = 27,9

x1 = 0
= 92,289

x2 = 0

Ta được: YF1 = 3,8
YF2 = 3,6
Thay vào đó ta được:
= = = 66,54 ( MPa ) = 252
= = = 63,037 ( MPa ) = 236,5 (MPa)

Với

[σF ]

=

σ 0 F lim .K FL .K FC
SF

Nếu đúng => thỏa mãn, nếu sai thì tăng m và tính lại.
c. Kiểm nghiệm về quá tải:
= = 446,907. = 599,589 ( MPa ) = 2,8.min(; ) =2,8. = 2,8.450 = 1260 ( MPa )
= = 1,8.66,54 = 119,772 ( MPa ) = 0,8. = 0,8.580 = 464 ( MPa )
= = 1,8.63,037= 113,4666 ( MPa ) = 0,8. = 0,8.450 = 360 ( MPa )
Nếu đúng => thỏa mãn nếu sai thì chọn lại vật liệu và tính lại.
Ở đây Kqt là hệ số quá tải: Kqt = = 1,8
7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng;
Đường kính vòng chia:

d1 = = = 77,53( mm )
d2 = = = 256,46 ( mm )

pg. 19


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

Khoảng cách trục chia: a = 0,5( d1 + d2 ) = 0,5( 77,63 + 256,46 ) = 167 ( mm )

Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 77,53 + 2.3 = 79,83 ( mm )
da2 = d2 + 2m = 256,46 + 2.3 = 258,76 ( mm )
Đường kính đáy răng: df1 = d1 - 2,5m = 77,63 - 2,5.3 = 70,13 ( mm )
df2 = d2 - 2,5m = 256,46 - 2,5.3 = 248,96 ( mm )
Đường kính vòng cơ sở: db1 = d1cos = 77,63.cos20 = 72,94 ( mm )
db2 = d2cos = 256,46.cos20 = 240,99 ( mm )
Góc profin gốc = 20
8. Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền bánh răng:
P = P1=12,61 ( kW )
M = M1 = 173792,22 ( kW )
n = n1 = 692,928 (vg/ph)
u = ubr = 3,3
Lh = 23400 (h)

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

pg. 20

Kí hiệu
A
aw
Z1

Z2
d1
d2
dw1
dw2
da1
da2
db1
db2
x1
x2

Đơn vị
( mm )
( mm )

( mm )
( mm )
( mm )
( mm )
( mm )
( mm )
( mm )
( mm )

Giá trị
166,98
167
26
86

79,86
264,14
77,494
256,506
85,86
270,14
75,044
248,21
0
0


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

Góc Profin gốc
Góc Profin rang
Góc ăn khớp
Hệ số trùng khớp ngang
Hệ số trùng khớp dọc
Môđun pháp
Góc nghiêng của răng

độ
độ
độ

M

( mm )
độ

20o
20o
20,43
1,794
0,14
3
12,38o

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN KHỚP NỐI
I, Tính toán thiết kế trục
1, Chọn vật liệu làm trục: Chọn thép 45 tôi cải thiện để chế tạo trục
2, Xác định lực và sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục:
a, Sơ đồ phân bố lực:
-

Đặt hệ trục tọa độ Oxyz :
Vẽ tách sơ đồ cơ cấu:
Xác định chiều quay các trục, lực và điểm đặt lực tác dụng lên trục, bánh
răng:
b, Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:

-

-

Với bộ truyền bánh răng nghiêng: Cặp bánh răng thứ nhất
Ft1 = Ft2 = = = 4485,3 (N)

Fr1 = Fr2 = = = 1710,51 (N)
Fa1 = Fa2 = Ft1.tg β = 4485,3.tg() = 984,51 (N)
Với bộ truyền bánh răng nghiêng cặp bánh răng thứ 2
Ft3 = Ft4 = = 8277,32 (N)
Fr3 = Fr4 = = = 3221,05 (N)
Fa3 = Fa4 = Ft3.tg β = 8277,32.tg() = 2176,14 (N)

3, Thiết kế trục:
a, Tính sơ bộ đường kính trục và chiều rộng ổ lăn tương ứng:
pg. 21


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

dsb1 =

= = 38,69 (mm)

dsb2 = =

= 47,97 (mm)

dsb3= =

= 59,85 (mm)

[τ]= (15÷30)MPa; trục 1 nên dùng [τ] với giá trị nhỏ; trục 2 nên dùng với giá trị
lớn.

Chọn d1= 40mm; d2= 50mm ; d3= 60mm
5)

(làm tròn đến hàng đơn vị số 0 hoặc

b, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
-

-

Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục
Tra bảng BChọn được chiều rộng ổ lăn trên các trục:
bo1=23mm; bo2= 27mm; b03=33mm
Xác định các khoảng cách :
Vẽ sơ bộ bố trí các phần tử trong hệ dẫn động từ đó tính được các khoảng
cách giữa các gối đỡ va điểm đặt lực
+ khoảng cách cạnh của chi tiết quay đến thành hộp : k1=10mm
+ khoảng cách cạnh ổ đến thành tring hộp k2= 10mm
+ khoảng cách cạnh chi tiết quay đến lắp ổ k3= 10mm
+ ( Trên truc II ) Chiều dài may ơ bánh răng trụ răng nghiêng
lm22=lm23=(1,2÷1,5)d2=(1,2÷1,5)=(60÷75) (mm)
⇒ Chọn lm22= 60mm;

lm23=70 mm

+ (Trên trục 1) Chiều dài may ơ bánh răng trụ răng nghiêng
Lm14=(1,2÷1,5)d1= (1,2÷1,5).40= (48÷60) (mm)
⇒ l14= lc14= 0,5.(lm14+bo1)+k1+hn= 0,5.(50+23)+10+15=61,5 (mm)
Chọn l14= 65mm
+ Chiều dài đoạn trục (II)

l22= 0,5.(lm22+bo2)+k1+k2= 0,5.(60+27)+10+10=63,5 (mm)
Chọn l22= 65mm
l23= l22+0,5.(lm22+lm23)+k1= 65+0,5.(60+70)+10= 140 (mm)
Chọn l23= 140mm
pg. 22


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

l21= lm22+lm23+3k1+2k2+bo2= 60+70+3.10+2.10+27= 207 (mm)
Chọn l21= 210 (mm)
1 Tính kiểm nghiệm trục và chọn then
a

Xác định các phản lực
( hình lớn : phản lực )

3.1: Trục I
( Vẽ hình phản lực )

Tính phản lực gối đỡ :
+ ΣΜAY= Pđy.65 + Pr1.65 – RCy.(145+65)= Pđ.Sin(50).65+ Pr1.65 – RCy.
(145+65)=0
= 1257,1965.65.Sin(50) + 1813,03.65 - 210. RCy
210 RCy = 1257,1965.65.Sin(50) + 1813,03.65
RCy = 1257,1965.65.Sin(50) + 1813,03.65 / 210
⇒ Vậy RCy= 859,268 (N) ⇒ Chiều như hình vẽ
•

+ Chiếu lên Oy ⇒ Pđ.sin50o – Pr1 + RCy + RAy =0
⇒ RAy = -Pđ.sin(50o )+ Pr1 - RCy = -1257,1965.sin(50) + 1813,03 – 859,268 =
-9,306 (N)
+ ΣΜAZ= Pđ.cos(50o).65 + P1.65 – RCZ.210=0
=1257,1965.cos(50).65 + 4754,12.65 - RCZ.210 = 0
⇒ RCZ = 1721,64 (N)
+ Chiếu lên Oz: ⇒ RCZ –P1 + Pđ.cos(50o )+ RAZ = 0
⇒ RAZ = 2302,809 (N)
+ Mặt cắt tại A có :
MuzA= Pđ.cos50o.65= 1257,1965.cos(50).65= 52527,17 (Nmm)
MuyA= Pđ.sin50o.65= 1257,1965.sin(50).65= 62599,44 (Nmm)
+ Mặt cắt tại B có :
pg. 23


Hoàng Gia Thái
MSSV 1421040507
Tuyển Khoáng B-K59

MuzB= RCZ.145= 1721,64.145=249637,8 (Nmm)
MuyB= RCy.145= 859,268.145= 124593,86 (Nmm)

( Biểu đồ momen trục I)

Thấy B là tiết diện nguy hiểm nhất:
MuB= = = 279002,97(Nmm)
Mtđ==(Nmm)



pg. 24

d = = 36,91 (mm) ( Tra bảng 10.5[1] tìm [)
Chọn d=37mm
( làm tương tự với trục 2 và 3 )