Đồ án Chi Tiết Máy

BỘ CÔNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THÀNH PHỐ HỒ
CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ


ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đề số 4: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn, phương án 2

GVHD:Th.S.NGUYỄN THỊ THÚY NGA
Sinh Viên:

Nguyễn Văn Toán
Võ Tấn Khỏe
Cao Bá Hưng
Hoàng Tuấn Phương

Thành phố Hồ Chí Minh, ngày 10, tháng 09 năm 2015

11083461
1103616
11040111
11031381


NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
………………………………………..………………………………………….
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………


LỜI NÓI 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 đặt biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo
máy.Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống
hóa lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy , Sức bền vật liệu, Dung
sai, Vẽ kỹ thuật ….đồng thời giúp sinh viên quen dần với việc thiết kế và làm đồ
án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau nay.
Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ thống dẫn động xích tải gồm có : Động
cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển, nối
trục đàn hồi và xích tải.
Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em
đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:
Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh Chất
và PGS.TS-Lê Văn Uyển.
Tập 1 và 2 Chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp.
Dung sai và lắp ghép của KS.Nguyễn Hữu Thường
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 nhóm chúng em không thể
tránh được những sai sót. Nhóm chúng em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ
bảo thêm của các thầy trong bộ môn để nhóm chúng em củng cố và hiểu sâu hơn,
nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được.
Cuối cùng nhóm chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn,
đặc biệt là cô Nguyễn Thị Thúy Nga đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho nhóm
chúng em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Một lần nữa nhóm chúng em xin chân thành cảm ơn !
SVTH
Nguyễn Văn Toán

11083461

Võ Tấn Khỏe

11036161

Cao Bá Hưng

11040111

Hoàng Tuấn Phương

11031381


PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ hợp lý của động

I.1.

cơ điện và chọn động cơ điện.
I.1.1. Xác định công suất cần thiết.
− Công suất cần thiết được xác định theo công thức:

Trong đó:
là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW).
là hiệu suất truyền động.
−

Trường hợp tải trọng thay đổi ta tính như sau:

Công thức 2.4 tr 19. Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập

1, Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.

Mà là công suất lớn nhất trên trục thùng trộn
(1)
−

Hiệu suất truyền động:

Công thức 2.9 tr 19. Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1, Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.
Trong đó:
hiệu suất của khớp nối.
hiệu suất ổ lăn.
hiệu suất bánh răng.
hiệu suất xích.
Tra bảng 2.3 tr 19.


Suy ra:
= 0.841

(2)

Từ (1) & (2) => ( kW).
I.1.2.

Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.

Công thức 2.18 tr 21. Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí
tập 1, Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.

Trong đó:
là số vòng quay trên trục thùng trộn. = 60(v/p).
Tỷ số truyền của toàn bộ truyền được tính như sau:
Công thức 2.15 tr 21. Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí
tập 1, Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.
Trong đó:
là tỷ số truyền của bộ truyền xích.
là tỷ số truyền của hộp giảm tốc
Tra bảng 2.4 tr 21. Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1, Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.
Chọn , .

I.1.3.

Chọn động cơ.

Ta có:
Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn
điều kiện 2.19 tr 21. Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1, Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.


Tra bảng P1.1 tr 234. Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1,
Trịnh Chất- Lê Văn Uyển. Ta chọn:
Kiểu
động cơ

Công suất

Vận tốc quay Ƞ%

(v/p)
kW
Mã lực 50Hz 60Hz
2p=2 220V/380V
K132S2
4.0
5.5
2890 3462 84.5 0.90 6.8
I.2.
Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc hai cấp.
I.2.1. Phân phối tỷ số truyền.
− Chọn động cơ.

Khối
lượng
(kg)
2.5

60

Công thức 2.19 tr 22. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh
Chất- Lê Văn Uyển.
Dựa vào bảng 1.1 tr 234. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh
Chất- Lê Văn Uyển.
Kiểu
động
cơ

Công suất
kW

Mã lực

K132M

5.5

7.5

Vận tốc quay
Ƞ%
(v/p)
50Hz 60Hz
2p=2 220V/380V
29
3480
85.0 0.93
00

Khối
lượng
(kg)
7.0

2.2

73

Dựa vào công thức 3.14 tr 44. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh
Chất- Lê Văn Uyển.

Đối với hộp giảm tốc đồng trục còn dùng cách phân cho các cấp.

−

Số vòng quay trên các trục:

−

Công suất trên các trục:

(v/p)


−

Mômen xoắn trên các trục:

Bảng thông số
Trục
Động cơ
Tỷ số truyền
Công suất (kW)
Số vòng quay
(vòng/phút)
Mômen T
(Nmm)

Động cơ

I

1

II
4

III
4

Thùng trộn
3.02

3.506

3.471

3.333

3.021

2.947

2900

2900

725

181.2

60

11539

11430

43904

168697

469064


PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1.
Chọn loại xích.
− Ta chọn loại xích ống - con lăn vì tải trọng nhỏ và vận tốc thấp.
− Xích ống – con lăn có độ bền mòn cao hơn xích ống, chế tạo đơn giản hơn

xích răng và cũng vì ưu thế đó nên loại xích này được sử dụng rất phổ
biến.
2.2.
Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.
, , , 3.021(kW)
2.2.1. Chọn số răng đĩa xích.

Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập
càng lớn và xích mòn càng nhanh. Vì vậy, khi thiết kế cần đảm bảo cho số răng
nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn .
−

Chọn số răng của đĩa xích dẫn:

Dựa vào bảng 5.4tr 80. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh ChấtLê Văn Uyển, ta chọn công thức:
và nên quy tròn về số răng lẻ.
−

Tính số răng của đĩa xích bị dẫn:

Dựa vào công thức 5.1 tr 80. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh
Chất- Lê Văn Uyển.
2.2.2. Xác định bước răng.
−

Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích theo công thức 5.4 tr 81. Tính
toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.

Trong đó:
k được tính từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6, với
– hệ số kể đến ảnh hưởng của của vị trí bộ truyền
– hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích
– hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích
– hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn


– hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng
– hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
Công suất tính toán.

−

Dựa vào công thức 5.3 tr 81. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1.
Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.
Trong đó:
, lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền và công suất cho phép, kW.
– hệ số số răng
– hệ số số vòng quay
Dựa vào bảng 5.5 tr 81. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh
Chất- Lê Văn Uyển, ta có:
Bước xích
p,mm

Đường kính
chốt , mm

Chiều dài
ống B, mm

Công suất cho phép , kW, khi số
vòng quay đĩa nhỏ ,
200

25.4

7.95

22.61

11.0

Ta có:
Vậy điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được thỏa.
Dựa vào bảng 5.8 tr 83. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh
Chất- Lê Văn Uyển, ta có:
Đối với xích ống con lăn khi
Số vòng quay tới hạn = 800
nên điều kiện được thỏa
−

Vận tốc trung bình của xích:

Trong đó:
– số răng đĩa xích
– số vòng quay của đĩa xích


– bước xích
2.2.3. Khoảng cách trục và số mắt xích.
−

Khoảng cách trục chọn sơ bộ

Dựa vào công thức 5.11 tr 84. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1.
Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.
−

Số mắt xích:

Dựa vào công thức 5.12 tr 85. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1.
Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.

Quy tròn đến số nguyên ( tốt nhất là số chẵn ).
Chọn
−

Tính lại khoảng cách trục a theo theo số mắt xích chẵn :

Dựa vào công thức 5.13 tr 85. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1.
Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.

(mm).
−

Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính được cần
giảm

bớt một lượng
Do đó, (mm)
−

Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây:

Trong đó:
– số lần va đập cho phép, trị số cho trong bảng 5.9 tr 85. Tính toán thiết kế hệ
dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.
2.3.

Kiểm nghiệm xích về độ bền.


Dựa vào công thức 5.15 tr 85. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1.

Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.
Trong đó:
tải trọng phá hỏng, N, tra theo bảng 5.2 hoặc 5.3 tr 78,79
hệ số tải trọng động; và 2.0 ứng với chế độ làm việc trung bình, nặng, với tải
trọng mở máy bằng 150,200 và 300% so với tải trọng danh nghĩa; ở đây ta
chọn .
lực vòng, N ;
lực căng do lực ly tâm sinh ra, N; tính theo công thức , với q là khối lượng
một mét xích, cho trong bảng 5.2 hoặc 5.3 tr 78,79 phụ lục loại xích và bước
xích,
(N)
lực căng do trọng lực nhánh xích bị động sinh ra, N, tính theo công thức 5.16
tr 85. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.
Với khoảng cách trục, m; hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ
truyền, với bộ truyền thẳng đứng.
(N)
hệ số an toàn cho phép, trị số cho trong bảng 5.10 tr 82.
Do đó,
Dựa vào bảng 5.10 tr 86. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh
Chất- Lê Văn Uyển, ta có:
Với (
Vậy, thỏa điều kiện bài toán.
Bộ truyền đảm bảo đủ bền.
Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.
2.4.1. Xác định các thông số của đĩa xích.
− Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức 5.17 tr
2.4.

86.
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh Chất- Lê Văn Uyển

−

Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích dẫn và bị dẫn:

(mm)
(mm)
−

Đường kính vòng đáy răng:

Với (mm) lấy trong bảng 5.2 tr 78.
(mm)
(mm)
−

Ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện

Công thức 5.18 tr 87. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh
Chất- Lê Văn Uyển
+

Đĩa xích 1:

Trong đó,
ứng suất tiếp xúc cho phép, Mpa, bảng 5.11 tr 86.
Đĩa vị động có số răng và vận tốc xích ( 5(
(Mpa)
lực va đập trên m (m=1) mắt xích, N tính theo công thức 5.19 tr 87. Tính toán

thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
(N)
hệ số tải trọng động, bảng 5.6 tr82.
hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy; ( xích 1 dãy)
hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc Z.
Z

mô đun đàn hồi.

15
0.59

20
0.48

30
0.36


Tra bảng 5.11 tr 86. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh Chất- Lê
Văn Uyển
(Mpa)
diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12 tr 87 ()
(Mpa) = 600 (Mpa)
Thỏa điều kiện bài toán.
+

Đĩa xích 2:

Trong đó,

lực va đập trên m (m=1) mắt xích, N tính theo công thức 5.19 tr 87. Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
(N)
hệ số tải trọng động, bảng 5.6 tr82.
hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy; ( xích 1 dãy)
hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc Z.
Z

15
0.59

20
0.48

30
0.36

40
0.29

50
0.24

60
0.22

0.22
(Mpa) = 600 (Mpa)
Thỏa điều kiện bài toán.
Như vậy dùng thép 45, tôi cải thiện, độ rắn bề mặt HB210.

2.4.2. Lực tác dụng lên trục.
−

Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 5.20 tr 88. Tính toán thiết
kế

hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
Trong đó:
hệ số kể đến trọng lượng xích, khi bộ truyền nghiêng một góc trên so với
phương lằm ngang.
(N)
Các đại lượng
Khoảng cách trục

Các thông số
A=1022 (mm)


Số răng đĩa dẫn
Số răng đĩa bị dẫn
Tỷ số truyền
Số mắt của xích
Đường kính vòng chia của xích
bước xích
Đường kính vòng đỉnh của xích

−
−
−
−

= 23
= 69
=3
X=128
Đĩa dẫn: =186.5 (mm)
Đĩa bị dẫn:=558 (mm)
=25.4
Đĩa dẫn: =198 (mm)
Đĩa bị dẫn: =570 (mm)


PHẦN III :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1.
Tính toán cấp chậm thứ nhất (bánh răng nghiêng).
3.1.1. Chọn vật liệu.
−Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc là

chọn vật liệu đảm bảo cho răng không bị gãy do quá tải dột ngột dưới tác dụng
của tải trọng va đập , răng không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp thay đổi gay
ra.
−Thép nhiệt luyện la loại vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh răng.
−Đối với bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện ,
thép thường hóa để chế tạo bánh răng.độ rắn bề mật răng HB nhỏ hơn 350.
−Đối với các bộ truyền chịu tải trọng lớn và yêu cầu kích thước nhỏ gọn thì dùng
thép cacbon hoặc thép hợp kim nhiệt luyện để đạt dộ rắn bề mặt HB lờn hơn
350.
−Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền không phải làm việc
dưới tải trọng lớn và cũng không có điều kiện gì đặc biệt .ta tiến hành chọn vật
liệu theo các hàm mục tiêu sau :

−Bền đều.
−Kích thước nhỏ nhất.
−Giá thành rẻ nhất.
−Thuận lợi cho việc gia công cơ khí.
−Từ những điều kiện trên ta chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn như sau :
Bánh nhỏ: , ,
Bánh lớn: , ,
3.1.2. Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép.
3.1.2.1.
Ứng xuất mỏi tiếp xúc cho phép.

Công thức 6.1a tr 93. TL1.
Trong đó:
ứng suất tiếp xúc cho phép
ứng xuất tiếp xúc cho phép, trị số tra trong bảng 6.2
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kì cở sơ bánh nhỏ.
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn.
hệ số an toàn, tra bảng 6.2 trang 94 , ta chọn
hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào , , ,


bậc của đường công mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Trong trường hợp này và vì độ cứng mặt răng HB < 350.
- số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc.
số lần ăn khớp, ở trường hợp này .
Momen xoán lớn nhất trong các mo men .
Momen xoắn ở chế độ làm việc thứ i.
Thời gian làm việc tính bằng giờ.
−

Số chu kì làm việc tương đương bánh chủ động.

−

Số chu kì làm việc tương đương bánh bị động.

số chu kì làm việc tương đương của đường Công mỏi uốn.
−

Số chu kì làm việc tương đương bánh chủ động.

−

Số chu kì làm việc tương đương bánh bị động.

số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc.
−

Số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh nhỏ.

−

Số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh nhỏ.

số chy kì làm việc của đường mỏi uốn. đối với tất cả các loại thép thì:
Vì
Vậy:
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
Vậy:

1,25.


Vậy thỏa yêu cầu ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.
3.1.2.2.

Ứng suất mỏi uốn cho phép.

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng
suất uốn được tính theo Công thức 6.2a/93 sau:
Trong đó:
hệ số tuổi thọ đã tính ở trên.
Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi. Ở đây quay một
chiều nên
Hệ số an toàn tra bảng 6.2 trang 94 , ta chọn .
giới hạn mỏi tra bảng 6.2 trang 94 , ta được:
Vậy:

3.1.3. Xác định các thông số bánh răng.

Do các bánh răng không đối xứng với các ổ trục nên ta chọn bảng 6.6 tr 97.
TL1 và bánh răng ăn khớp ngoài.
0,5.0,4.(4+1)= 1.
Theo bảng 6.7 tr 98. TL1 , ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng
với và ở sơ đồ 4.
;
3.1.4. Xác định khoảng cách trục .

Ta xác định độ bền tiếp xúc của bánh bị dẫn, chọn theo bảng 6.5 tr 96.
TL1 , ta chọn

Công thức 6.15a tr 96. TL1
Thay các thông số vào Công thức, ta được:
Theo tiêu chuẩn ta chọn .
3.1.5. Xác định các thông số ăn khớp.
3.1.5.1.
Mô đun bánh răng.

Công thức 6.17 tr 97. TL1


Chọn .
3.1.5.2.
Xác định số răng của bánh răng nghiêng.
− Chọn trước đối với răng nghiêng.
− Số răng bánh dẫn .

Công thức 6.31 tr 103. TL1.
Ta chọn .
−

Số răng bánh bị dẫn ( lấy nguyên ).

Ta chọn .
−

Tỉ số truyền sau khi chọn răng.

Vậy số cặp bánh răng được thỏa.
−

Tính lại góc .

Công thức 6.32 tr 103.TL1.
Với

.

Vậy thỏa điều kiện.
3.1.6. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

Công thức 6.33 tr 105. TL1.
Trong đó:
•

hệ số xét đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng, tra bảng 6.5 tr 96.

TL1 , ta chọn
•

hệ số xét đến ảnh hưởng của bề mặt tiếp xúc,

Công thức 6.34 tr 105.TL 1.
Ở đây:
góc nghiêng trên hình trụ cơ sở.
Công thức 5.35. tr 105. TL1
=>
(vì bánh răng không dịch chỉnh)


•

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

với
Với là hệ số trùng khớp ngang, có thể tính gần đúng theo công thức 6.38b tr 105.
TL1.
Thay vào ta được:
•

hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, công thức 6.39 tr 106. TL1.

Ta chọn:


hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng, tra bảng 6.7 tr 98.


hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, , đối với bánh răng nghiêng tra bảng 6.14 tr 107. TL1
Trị số cấp chính xác ( phụ thuộc vào việc tra các hệ số và ) có thể tra ở bảng
6.13 tr 106.TL 1. Phụ thuộc vào vận tốc vòng theo công thức 6.40 tr 106.TL1.
(,
Với đường kính vòng lăn: (mm)
(,
Với theo bảng 6.13 tr 106. TL 1, bánh răng trụ răng nghiêng. Chọn cấp chính
xác cấp 9 và


hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tra bảng

6.15 tr 107. TL1 ( hoặc có thể tra trực tiếp từ bảng P2.3, Phụ lục 1.TL1 ).
Trong đó:
( công thức 6.42 tr 107. TL1)
hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 tr 107. TL1..
hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16 tr
107.TL1.
Từ đó:


Vậy ứng suất tiếp xúc là:
Vì 4 thì ta có thể giữ nguyên các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng
vành răng ( suy ra từ 6.33)
(mm)
Chọn (mm)
3.1.7. Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn.

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho
phép

Trong đó:
•

hệ số kể đến sự trùng khớp của của răng.

•

hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

•

, hệ số dạng răng của bánh răng chủ động và bị động.

Số răng tương đương:

Vậy theo bảng 6.18 ta được:
và ứng với hệ số dịch chỉnh
•

hệ số tải trọng khi tính về uốn.

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng
6.7, tr 98. TL1 hoặc tra trực tiếp từ bảng P2.3 phụ lục. TL1.
Ta chọn:
hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng. Tra bảng 6.14 tr, ta chọn:


hê số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
Với:
Trong đó, hệ số và tra bảng 6.15 và 6.16
,,.

Vậy:
)
(MPa)
−

Ứng suất uốn cho phép chính xác:

Trong đó:
+

Ứng suất uốn cho phép, công thức 6.2a tr 93. TL1.

•

Giới hạn bền mỏi được tính theo công thức:

Giới hạn bền mỏi của bánh dẫn:

(MPa)

Giới hạn bền mỏi của bánh dẫn:

(MPa)

•
•

hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải,
hệ số tuổi thọ.

Ở đây, số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. đối với thép.
số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Công thức 6.8 tr 93. TL1.
Trong đó, , lần lượt là mômen xoán,số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế
độ i của bánh răng đang xét.

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay,
(giờ)
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh dẫn:
19200.2900.
hệ số an toàn khi tính về uốn tra bảng 6.2 tr94. TL1.

•

(MPa)
(MPa)
hệ số xét đến ảnh hưởng của mặt nhám mặt lượn chân răng,
hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+
+

(mm).
hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn,

−

( vì ).

( thoản mãn điều kiện)
( thoản mãn điều kiện)
Vậy cặp bánh răng thỏa độ bền uốn.
3.1.8. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
− Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại

không được vượt quá một giá trị cho phép, công thức 6.48 tr 110. TL1.
Trong đó:
xác định theo (6.33 tr 105) và theo (6.13 tr 95). TL1.
,
(MPa)


Thỏa mãn điều kiện bài toán.
−

Để phòng ngừa biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng
suất cực đại. Công thức 6.49 tr 110. TL1.

Trong đó:
xác định theo (6.43 tr 108) và theo (6.14 tr 96). TL1.
(MPa)
(MPa)
Thỏa mãn điều kiện bài toán.
−

Đường kính vòng chia:
(mm)

−

Đường kính đỉnh răng ( ăn khớp ngoài):

(mm) (mm)
−

Đường kính đáy răng:

(mm)
−

Lực tác dụng lên các trục:

Công thức 10.1 tr 180. TL1.
(N)
−

Lực vòng trên bánh răng lớn:

(N)
−

Lực hướng tâm trên bánh răng nhỏ:

Công thức 10.1 tr 184. TL1.
(N)
−

Lực hướng tâm trên bánh răng lớn:
(N)

−

Lực dọc trục trên bánh răng nhỏ:

Công thức 10.1 tr 184. TL1.
(N)
−

Lực dọc trục trên bánh răng lớn:

(N)
Các thông số của bộ truyền cấp chậm:
Thông số
Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng bánh dẫn
Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn
Tỷ số truyền
Số răng bánh 1
Số răng bánh 2
Đường kính vòng lăn 1
Đường kính vòng lăn 2
Đường kính vòng đỉnh răng 1
Đường kính vòng đỉnh răng 2
Đường kính vòng đáy răng 1
Đường kính vòng đáy răng 2
Lực vòng trên răng nhỏ
Lực vòng trên răng lớn
Lực hướng tâm trên bánh răng nhỏ
Lực hướng tâm trên bánh răng lớn
Lực dọc trục trên bánh răng nhỏ
Lực dọc trục trên bánh răng lớn
Góc ăn khớp
Góc nghiêng

3.2.
3.3.1.

Số liệu
100
2
48
43
4
19
76
40
160
44
164
35
155
2195
2108
840
807
798
767
20
1811’’

Đơn vị
mm
mm
mm

mm
răng
răng
mm
mm
mm
mm
mm
mm
N
N
N
N
N
N

Tính toán cấp nhanh.
Chọn vật liệu.
So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, do hộp giảm tốc đồng trục nên (mm)

Khoảng cách trục (mm), Góc nghiêng 1811’’
Chọn
Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn: = 30 (mm)
Chiều rộng vành răng bánh dẫn: = 35 (mm)
Do sự chênh lệch về tỷ số không quá lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh giống
cấp chậm.
Công thức (6.18) tính số răng bánh nhỏ:


( răng)

( răng)
Tỷ số truyền thực tế:
3.3.2.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Công thức 6.33 tr 105. TL1.
Trong đó:
(MPa)

•
•
•

hệ số trùng khớp dọc.

Công thức 6.37 tr 105. TL1.

•

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
(mm)

•

Vận tốc vòng:
(

Từ bảng 6.14 tr 107. TL1.
Với

( cấp chính xác 8).

Theo công thức 6.42 tr 107. TL1.
6.074x ()
Công thức 6.41. tr 107. TL1:
Từ công thức 6.39. tr 106. TL1.
 (MPa)
3.3.3.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Theo công thức 6.34 tr 108. TL1