Đồ án Chi tiết máy 2017

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ
KHÍ
1.1. Chọn động cơ điện
1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ điện
Trong thực tế có nhiều loại động cơ khác nhau, mỗi loại động c ơ
đều có ưu nhược điểm riêng. Cho nên khi chọn động cơ ta cần chọn loại
động cơ tối ưu và phù hợp nhất.
 Đối với động cơ một chiều có ưu điểm là khởi động êm, hãm và đ ảo
chiều dễ dàng, nhưng nhược điểm của nó là đắt tiền và khó kiếm.
 Đối với động cơ xoay chiều thì có Động cơ xoay chiều một pha và
động cơ xoay chiều ba pha .
Đối với động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ và th ường
dùng trong sinh hoạt, nó có hiệu suất thấp và ít đ ược dùng trong công
nghiệp.
Đối với động cơ ba pha cũng có hai loại là : Động c ơ ba pha đ ồng b ộ
và động cơ ba pha không đồng bộ.
Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không ph ụ thuộc vào tr ị
số của tải trọng và thực tế là không điều chỉnh được, nó có ưu đi ểm là
hiệu suất cao, hệ số quá tải lớn nhưng nó lại có nhược điểm là thi ết bị
phức tạp và khá đắt tiền
Còn động cơ ba pha không đồng bộ có kết cấu đ ơn gi ản, d ễ bảo qu ản,
làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công nghiệp.Giá thành
rẻ, dễ kiếm và không cần điều chỉnh tốc độ
Với hệ dẫn động xích tải dùng với các hộp giảm tốc ta nên s ử d ụng loại
động cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng xóc vì loại động cơ này có ưu
điểm như sau:
• Kêt cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.
• Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần bi ến đổi
dòng điện.
• Có giá thành rẻ.
1

Nhưng nhược điểm của nó là:
• Công xuất và hiệu xuất động cơ thấp ( so với động c ơ 3 pha
đồng bộ )
• Không điểu chỉnh được vận tốc.
Nhưng nhờ có những ưu điểm cơ bản nên ta chọn đ ộng c ơ xoay chiều
3 pha không đồng bộ roto lồng sóc ( ngắn mạch ). Nó phù h ợp đ ể d ẫn
động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải…
1.1.2. Tính chọn công suất và số vòng quay của động cơ
Động cơ được chọn phải có công suất định mức P dm và số vòng quay đồng bộ
thoả mãn điều kiện:
Pdm ≥ Pct (Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ)

Pct =

Pt
η
(kW)

Trong đó:
t

P : Là công suất tính toán trên trục máy công tác
Trường hợp tải trọng không đổi: Công suất tính toán là công suất làm việc trên
trục máy công tác
Plvct =
Ft

Pt = Plv

Ft .v
( kW )
1000

: Là lực vòng trên băng tải (N)

v: Là vận tốc vòng trên băng tải (m/s)
Plvct =

Ft .v 8750.1,14
=
= 9,975 ( kW )
1000
1000

η∑: Là hiệu suất của hệ thống.
2


ηΣ = η1.η2.η3...
Với η1,η2,η3 là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫn
động
Chọn theo bảng 2.3 [1]: Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ
ηk = 1

Khớp nối

ηbrt = (0,96 -

Bộ truyền bánh răng trụ (che kín-bôi trơn)

0,98)

chọn ηbrt = 0,97
Một cặp ổ lăn

ηổ = (0,99 - 0.995) chọn ηổ = 0.993

Bộ truyền xích

η = (0,9 – 0,93) chọn

x

x

η = 0,9

Ta có:
+ Số cặp ổ lăn là: 4
+ Số khớp nối là: 1
+ Số cặp bánh răng trụ là: 2
+ Số bộ truyền xích là: 1
⇒ ηΣ =

η x ηo4 ηbrt2 η K
.

Plvdc =

=>

.

..

4

= 0,9.0,993 .0,972.1 =0,823

9,975
≈ 12,12 ( kW )
0,823

Vậy ta phải chọn động cơ có Pđm

≥ 12,12(kW)

1.1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndb
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được
xác định theo công thức :

ndb =
Trong đó : f – tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50Hz)
P – số đôi cực từ ; p = 1 ; 2 ; 3 ; 4 ; 5 ; 6
3


Trờn thc t, s vũng quay ng b cú cỏc giỏ tr l 3000, 1500, 1000, 750, 600
v 500 v/ph. S vũng quay ng b cng thp thỡ kớch thc khuụn kh v giỏ

thnh ca ng c cng tng (vỡ s ụi cc t ln). Tuy nhiờn dựng ngc cú
s vũng cao li yờu cu gim tc nhiu hn,tc t s truyn ca ton h thng
tng, dn ti kớch thc v giỏ thnh ca cỏc b truyn tng lờn. Do vy, trong
cỏc h dõn ng c khớ núi chung, nu khụng cú yờu cu gỡ c bit, hu nh
cỏc ng c cú s vũng quay ng b l 1500 hoc 1000 v/ph (tng ng s
vũng quay cú k n s trt 3% l 1455 v 970 v/ph.
Ta cú s vũng quay trờn trc cụng tỏc

60.103 v
nct =
D
Trong ú:
D ng kớnh tang dn ca bng ti (mm) ;
v vn tc vũng ca bang ti (m/s)

=>

60.103.1,14
nct =
54,43(v / ph)
.400

* Xỏc nh s vũng quay ng b nờn dựng cho ng c:
Chn s b s vũng quay ng b ca ng c n db=1500(v/p) k n s
trt ndb=1455 v/ph.Khi ny t s truyn s b usb c xỏc nh :
n
1450
usb = db =
26,73
nct 54,43

Bảng 1.2 Tỉ số truyền nên dùng và giới hạn của các
truyền động
Tỉ số truyền
nên dùng
1,5 - 4
1,5 - 5

Loại truyền động
Bộ truyền đai
Bộ truyền xích
4

Tỉ số truyền
giới hạn
1-6
1-6


Bé truyÒn b¸nh r¨ng trô ®Ó hë
Bé truyÒn b¸nh r¨ng c«n ®Ó hë
Hép gi¶m tèc b¸nh r¨ng trô:
- 1 cÊp
- 2 cÊp
- 3 cÊp
Hép gi¶m tèc b¸nh r¨ng c«n 1
cÊp
Hép gi¶m tèc b¸nh r¨ng c«n - trô
Hép gi¶m tèc trôc vÝt 1 cÊp
Hép gi¶m tèc trôc vÝt 2 cÊp

Hép gi¶m tèc b¸nh r¨ng - trôc
vÝt
Hép gi¶m tèc trôc vÝt - b¸nh
r¨ng

1,5 - 6
1,3 - 4

1 - 12,5
1-8

1,5 - 8
8 - 40
31,5 - 180
1-5
8 - 31,5
8 - 60
300 - 800
20 - 315
20 - 315

1 - 11
4 - 60
25 - 326
1-8
6,3 - 40
6,5 - 80
42,25 - 3600
14,6 - 480
14,6 - 480

Tỉ số truyền nên dùng trong bài là :
min
und
= 8.1,5 = 12

undmax = 40.5 = 200
Vì usb nằm trong khoảng und thì ta chọn nđb= 1500 v/ph, kể đến sự trượt 3% ⇒
ndb = 1455 v/ph
1.1.4. Chọn động cơ
Động cơ được chọn phải thỏa mãn :
Pđm >12,12 (kW) và

ndb = 1455

(v/ph)

Từ bảng P1.3[1] sẽ chọn loại động cơ 4A180S4Y3
Vận tốc
Loại động cơ
4A160S4Y3

Công

quay suất
(v/ph)
1460

(kW)
15

Cosϕ

η%

Tmax/Tdn

Tk/Tdn

0,88

89

2,2

1,4

1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
5


a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắng sức ỳ
của hệ thống. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:
dc
dc
Pmm
≥ Pcbd
(*)

Trong đó:
P

P
P
P

dc
mm

dc
mm

dc
cbd

dc
cbd

: Là công suất mở máy của động cơ
TK
Tdn

=

.P

dc
dm

= 1,4.15 = 21(kW)

: Là công suất cản ban đầu trên trục động cơ
= Kbd.P

dc
lv

=1,6.11,36 =18,2 (kW)

Vậy điều kiện (*) thoả mãn.
b. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Với sơ đồ tải trọng không đổi, nên không phải kiểm tra điều kiện qúa tải
1.2. Phân phối tỷ số truyền
∑

Tỉ số truyền (TST) chung của hệ thống u được xác định theo:

u∑ =

ndc
nct

Trong đó:
nđc: Là số vòng quay của động cơ đã chọn ndc = 1460 (v/ph)
nct: Là số vòng quay của trục công tác nct = 54,43 (v/ph)

u∑ =

ndc 1460

=
= 26,82
nct 54,43

Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp có :
u∑ = u1. u2. u3...
6


Với: u1, u2, u3 ... tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống.
1.2.2. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
ung = (0,15÷0,1).uh
Hay ung =

(0,15 ÷ 0,1).u∑

(0,15 ÷ 0,1).26,82
=

=

4,02 ÷ 2,68

Chọn ung = ux

=3
1.2.3. Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc :

uh =

u∑ 26,82
=
= 8,94
ung
3

Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp chậm đc tính theo công thức:

u2 = 3

ψ ba 2
×uh
0,96 ×ψ ba1

Trong đó: ψba1 ; ψba2 – hệ số chiều rộng bánh rang cấp nhanh và cấp chậm.
Trong thực tế, thường ψba2 / ψba1 = 1,2 ÷ 1,3 ; chọn ψba2 / ψba1 = 1,3 thì ta
có công thức :

u2 = 1,1 ×3 uh = 1,13 8,94 = 2, 28
=> u1 =

uh 8,94
=
= 3,92
u2 2, 28

1.3. Xác định các thông số làm việc trên các trục
Theo sơ đồ khai triển HGT ta ký hiệu các trục lần lượt là I, II, III, IV. Các
thông số đặc trưng trên trục gồm có: tốc độ vòng quay, công suất và mô men

trên các trục.
1.3.1. Tính công suất danh nghĩa trên các trục
Công suất trên trục động cơ:
7


Pdc = P

dc
lv

= 12,12(kW)

Công suất trên trục I:
dc
lv

PI = P .ηk.ηô =12,12.1.0,993 = 12,04 (kW)
Công suất trên trục II:
PII = PI.η

.ηô = 12,04.0,97.0,993 = 11,59 (kW)
brt

Công suất trên trục III:
PIII = PII. η

brt

.ηô = 11,59.0,97.0,993 = 11,17(kW)

Công suất trên trục IV:
PIV = PIII.ηx.ηô = 11,16.0,93.0,993 = 10,31(kW)
1.3.2 Tốc độ quay của các trục

Tốc độ quay của trục I: nI =

ndc 1460
=
= 1460
uk
1

Tốc độ quay của trục II: nII =

nI 1460
=
u1 3,92

Tốc độ quay của trục III: nIII =

= 372,4(v/ph)

nII 372,4
=
u2 2,28

Tốc độ quay của trục IV(làm việc): nIV =

1.3.3. Tính mômen xoắn trên các trục

8

(v/ph)

= 163,4(v/ph)

nIII 163,4
=
ux
3

= 54,5(v/ph)


Trục động cơ: Tđc = 9,55.106.

Trục I:

TI = 9,55.106.

12,12
1460

12,04
1460

= 79278,1(N.mm)

= 78723,1(N.mm)

11,59
372, 4
Trục II:

TII = 9,55.106.

Trục III: TIII = 9,55.106.

Trục IV: TIV = 9,55.106.

= 297241,5(N.mm)
11,17
163,4

10,31
54,5

= 652777,6(N.mm)

= 1808501(N.mm)

1.3.4. Lập bảng thông số khi làm việc
Trục
Công suất (kW)

Động cơ

I

II

III

IV

12,12

12,04

11,59

11,17

10,31

Tỷ số truyền
Số vòng quay
(v/ph)
Mômen(N.mm)

1

3,92

2,28

3

1460

1460

372,4

163,4

54,5

79278,1

78723,1

297241,5

652777,6

1808501

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN CƠ KHÍ
A:THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I/THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1)Chọn loại xích
Có ba loại xích:xích ống ,xích con lăn,và xích răng.Trong ba loại xích trên ta
chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm:
9


Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma sát
lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn).Kết quả là đ ộ bền của xích con
lăn cao hơn xích ống chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng

Ngoài ra:Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay th ế phù h ợp v ới
vận tốc yêu cầu.Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích m ột
dãy
2) Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a)Chọn số răng đĩa xích
-số răng đĩa xĩch càng ít , đĩa bị động quay càng không đều, đ ộng năng va
đập càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số răng tối thi ểu c ủa
đĩa xích (thường là đĩa chủ động) là:
÷

Z 1≥ Zmin=13 15
Theo công thức thực ngiệm
Z1=25-2u=25-2.3= 21>19 (răng)
Theo bảng 5.4[1] chọn :Z1 =25 (răng)
-từ số răng đĩa xích nhỏ : Z1 =25 răng ta có số răng đĩa xích lớn là:

≤

Z2 = u.Z1 Zmax
Zmax =120 đối với xích con lăn
→Z2=25.3=75
→chọn Z2 =75 ≤Zmax
Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là:
Z 2 75
=
=3
Z1 25

ux =
b)Xác định bước xich p:

-Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn c ủa bản l ề
điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết
dưới dạng:
Pt = P.k.kz.kn ≤ [P]
Pt là công suất tính toán (kw)
P:công suất cần truyền trên trục ba (kW) :P=PIII =11,16 (kW)
[P]:công suất cho phép (kw)
kz: hệ số số răng
kz =

Z 01 25
=
=1
Z1 25

(Z01 số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn)

n01
n1

kn =
:hệ số vòng quay
+n01 tra bảng 5.5 [1] gần nhất với n1
10


50
163, 36

→kn =

=0,31
k hệ số sử dụng
k=k0.ka.kdc.kbt.kd.kc
+k0 :hệ số kể đến vị trí của bộ truyền
+k0 =1 (tra bảng 5.6[1])góc nối hai tâm đĩa xích h ợp v ới ph ương ngang
góc≤600
+ka hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích
+ka =1 vì ta chọn a = (30 ÷ 50)p
+kdc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng
+kdc=1 vị trí trục không điều chỉnh được
+kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
+kbt =1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn)
+kđ hệ số tải trọng động
+kđ =1:tải trọng không đổi
+kc hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
≈

+ kc =1,25 làm việc 2 ca vì tỉ số làm việc gi ờ/ngày=0,45 2 ca
→k =1.1.1,25.1,3.1.1,25=1,625
Vậy :Pt=1,75.1.1,625.0,31 =5,6 (kW)
Tra bảng 5.5[1] với n01 =50 (v/ph)
Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :
p= 31,75(mm) th ỏa mãn đi ều ki ện b ền:
P t = 5,6 ≤ [P] =5,83 (kW)
đồng thời theo bảng 5.8[1] ta có :p ≤ pmax =5,83 mm
c)Khoảng cách trục và số mắt xích
+)khoảng cách trục:chọn a =40p = 40. 5,83 =1270 mm
+)Số mắt xích x

2a Z1 + Z 2 ( Z 2 − Z1 ) 2 . p

=
+
+
p
2
4.π 2 .a
2.1270 25 + 75 (75 − 25) 2 .31,75
=
+
+
31,75
2
4.3,142.1270
X
=131,58 (mắt xích)
chọn x = 132 mắt xích
+) tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn (theo công th ức 5.13[1] ):

[ xc − 0,5( Z 2 + Z1 )] 2 − 2[ (Z 2 − Z1 ) / π ] 2

a = 0,25p{xc -0,5(Z2 +Z1) +
}
→a=1276,7 mm
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn giảm a đi một l ượng :
11


∆

a = 0,003.a = 0.003.1276,7 =3,83

→a =1276,7 – 3,83=1273 mm
Chiều dài xích:L =p.x=31,75.132=4191mm
+)Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây
25.163, 36
Z1 .n1
= 0, 4
15.x
15.132
i =
≤ [i] →i=
≤ [i] =20
Với [i]-số lần va đập cho phép 1/s (Bảng 5.9[1] )
d)Kiểm ngiệm xích về độ bền:
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi m ở máy ho ặc th ường xuyên
chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm v ề
quá tải theo hệ số an toàn:
s=

Q
≥ [ s]
kd .Ft + F0 + Fv
3

Trong đó:Q là tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2[1]
kd:hệ số tải trọng động
kd= 1,2 (bộ truyền làm việc nhẹ)
Ft lực vòng:Ft =

1000P
v

(v=

Q=88,5.10 N

Z1 . p.nIII 25.31,75.163,36
=
≈ 2, 2
60000
60000

)

1000.11,16
= 4380
2, 2

→Ft =
N
+) lực căng ly tâm: Fv =q.v2 =3,8.2,22 =17,75 N (q:khối lượng 1 mét xích tra
bảng 5.2[1] )

qm

F0 =9,81.kf.
.a (kf=6 bộ truyền nằm ngang )
=9,81.6.3,8.1,270 =99,65 N
88, 5.103
= 16, 5
1, 2.4380 + 17, 75 + 99, 65

→s=
theo bảng Trị số của hệ số an toàn bảng
5.10[1] với n=50v/ph thì [s]=8,5
→ s > [s]→bộ truyền xích đảm bảo độ bền
e) Đường kính đĩa xích
+) Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định:

d1 =

p
π
sin( )
Z2

=

31, 75
= 253, 3
180
sin
25

mm
12


p
π
sin( )

Z2

31, 75
= 758, 2
180
sin
75

d2 =
=
+) đường kính vòng đỉnh:
da1 =p[0,5+cotg

180
Z1

mm

] = 31,75[0,5+cotg

180
Z2

180
25

] = 267,2 mm

180
75

da2 = p[0,5+cotg
] = 31,75[0,5+cotg
] =773,4 mm
+) đường kính vòng chân: df1 =d1 -2r
với r =0,5025.d 1 +0,05 =0,5025.22,23+0,05=11,22 mm
d 1 =22,23 tra bảng 5.2[1]
→df1=253,3-2.11,22 =241,3 mm
→ df2 =d2 -2r =758,2-2.11,22 = 746,1 mm
Các kích thước còn lại tính theo bảng13.4 [1]
f)Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền
σH

+) ứng suất tiếp xúc:
trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện :
k ( F .k + Fvd ) E
σ H = 0, 47. r t d
≤ [σH ]
A.kd

[σH ]

Trong đó:
ứng suất tiếp xúc cho phép MPa
Fvđ lực va đập trên m dãy xích N
Fvđ =13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.163,36.31,753.1 = 6,8 N
Ft =4380N
σ

[ H ] tra bảng 5.11[1] = [550÷650] MPa

*)với đĩa xích nhỏ kd = 1: hệ số phân bố không đều tải cho các dãy(xích
một dãy)
*)kđ = 1 hệ số tải trọng động
*)kr : hệ số kể sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào Z

kr

Z 1 = 25→
= 0,42
*) E = 2,1.10 MPa
*)A = 262 mm2 tra bảng 5.12[1]
5

→

0, 42.(4380.1, 2 + 6,8).2,1.105
σ H = 0, 47.
262.1
13

= 565,38 MPa


σ H1 <[σ H ]

= 650 MPa
Như theo bảng 5.11[1] dùng gang xám
HB321÷429 . Ứng suất tiếp xúc cho phép :


tôi ram có độ rắn bề m ặt

σ H = 550÷ 650

MPa là vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa xích
*)Với đĩa xích lớn :Z2 =63 →kr2 =0,23

k r 2 ( Ft . .k d + Fvd ) E
A.k d

σ H 2 = 0,47.

Fvd =13.10-7.nct.p3.m

+)với nct=54,45 số vòng quay của trục công tác , trục 4
→Fvd =13.10-7.54,45.31,753.1 = 1,36

σH2

0, 23.(4380.1, 2 + 1,36).2,1.105
= 0, 47.
262.1
σ H <[σ H ]
2

=176,3Mpa

Như vậy
Vật liệu và nhiệt luyện của đĩa xích 2 tương tự của đĩa xích 1
g)Xác định lực tác dụng lên trục

Có : Fr = kx.Ft
+) kx hệ số kể đến trọng lượng xích
kx=1,15(bộ truyền nằm ngang)
→Fr = 1,15.4380=5939N
d1(mm)
253,3

d2(mm)
758,2

a(mm)
1273

Fr (N)
5939

14


B Thiết kế bộ truyền bánh răng:
Truyền động bánh răng dùng để truyền chuyển động
giữa các trục không quá xa và thông thờng có kèmtheo sự thay
đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc mô men.
Chọn vật liệu bộ truyền cấp nhanh:
Chọn vật liệu thích hợp là việc quan trọng trong việc tính
toán thiết kế chi tiết máy nói chung và trong truyền động
bánh răng nói riêng. Hộp giảm tốc dùng bánh răng trụ 2 cấp khai
triển, có 4 bánh răng trụ, 2 lớn, 2 nhỏ. Với tải trọng truyền động
của cặp bánh răng nhỏ, không có yêu cầu gì đặc biệt, ta
chọn vật liệu cho các cặp bánh răng nh sau:

Vật liệu làm bánh nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ HB 241 ữ 285 có:
- Giới hạn bền: b1 = 850 MPa
- Giới hạn chảy: ch1 = 580 MPa
- Độ cứng bánh nhỏ : HB1 = HB 250
Vật liệu làm bánh lớn:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ HB 192 ữ 240 có:
- Giới hạn bền: b2 = 750 MPa
15


- Giới hạn chảy: ch2 = 450 MPa
- Độ cứng bánh lớn : HB2 = HB 235
II. Tính ứng suất cho phép bộ truyền cấp nhanh:
1) ứng suất cho phép:
ứng suất tiếp xúc cho phép [H], ứng suất uốn cho phép
[F] đợc
xác định theo công thức:
[H] = oHlim.ZR.ZV.KXH.KHL/SH
(2.2.1)
[F] = oFlim .YR.YS.KXF.KFC.KFL/SF
(2.2.2)







Trong đó:

ZR hệ số kể đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Zv hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng.
YR hệ số xét đến độ nhám của mặt lợn chân răng.
YS hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung
ứng suất.
KXH hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
KXF hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng tới độ bền
uốn.
Trong thiết kế sơ bộ ta lấy:
ZR.ZV.KXH = 1
YR.YS.KXF = 1
Do đó:
[H] = oHlim.KHL/SH
[F] = oFlim.KFC.KFL/SF
oHlim ứng suất tiếp xúc cho phép. Theo bảng 6.2 [1] ta
có:
oHlim = 2.HB + 70 (MPa)
Cặp bánh nhỏ lấy HB1 = 250; cặp bánh lớn ta lấy HB 2= 235
nên ta có:
oHlim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
oFlim

oHlim2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (MPa)
ứng suất uốn cho phép. Theo bảng 6.2 [1] ta có:
oFlim = 1,8.HB (MPa)
16


oFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450

(MPa)

oFlim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423

(MPa)

SH; SF hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc; uốn. Tra bảng
6.2 [1] ta đợc: SH = 1,1 ; SF = 1,75.
KFC: Hệ số xét đến ảnh hởng của việc đặt tải trọng. Do
tải trọng không đổi, quay 1 chiều nên ta có: KFC = 1.
KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời hạn
phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền. Theo công thức 6.3
và 6.4 [1] ta có:
mH

KHL =
mF

KFL =

N HO
N HE
N FO
N FE

Với:
mH , mF

: Bậc đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Do HB < 350 nên ta có

mH = mF = 6

.

N HO ; N FO



: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về
ứng suất tiếp xúc; ứng suất uốn.
Ta có:

2,4
N HO = 30.H HB

2,4
2,4
7
N HO1 = 30.H HB1 = 30.250 = 1, 7.10
2,4
2,4
N HO 2 = 30.H HB
= 1,5.107
2 = 30.235

Với mọi loại thép ta luôn có:
N HE , N FE

N FO

= 4.106

: Số chu kì ứng suất thay đổi tơng đơng.
Tải trọng tĩnh nên :
N HE = N FE = 60.c.n.t

o
o
o

Trong đó:
c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay; c = 1.
n số vòng quay trong 1 phút.
t tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
17


Với bộ truyền có thời gian phục vụ 7 năm, hệ số
ngày/năm là 2/3, hệ số giờ/ngày là 0,7 ta có:
t = 7.365.2 / 3.0, 7.24 = 28616

(giờ).

Do đó ta đợc:
N HE1 = N FE1 = 60.1.1420.28616 = 38, 6.108

N HE 2 = N FE 2 = 60.1.372.28616 = 8, 2.108

Ta thấy: NHE1 > NHO1 ; NHE2 > NHO2 ; NFE > NFO nên ta lấy :
NHE1 = NHO1 ; NHE2 = NHO2 ; NFE = NFO

KHL1 = 1; KHL2 = 1; KFL = 1
Thay các giá trị đã tính vào (2.2.1) và (2.2.2) ta đợc:
[ H 1 ] =

570.1
= 518, 27
1,1
540.1
= 491, 00
1,1

[ H 2 ] =
[ F 1 ] =
[ F 2 ] =



450
= 257,14
1, 75
423
= 241, 71
1, 75

[ H ] =

(MPa)
(MPa)

(MPa)
(MPa)

[ H 1 ] + [ H 2 ] 518, 27 + 491, 00
=
= 504, 64
2
2

[ H ]min = [ H 2 ] = 491, 00

Ta có:

1, 25.[ H ]min = 1, 25.491, 00 = 613, 75

(MPa)

(MPa)
(MPa)



[H] < 1,25[H]min.

2) Tính ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép khi quá
tải:

ứng suất tiếp xúc:
Do các bánh răng đều đợc làm bằng thép 45 tôi cải thiện
nên ta có:
[ H ]max = 2,8 ch



[ H 1 ]max = 2,8 ch1 = 2,8.580 = 1624
[ H 2 ]max = 2,8 ch 2 = 2,8.450 = 1260

18

(MPa)
(MPa)


Vì [H2]max < [H1]max nên [H]max = [H2]max = 1260 (MPa)
ứng suất uốn:
Các bánh răng đều có HB < 350 nên ta có:
[ F ]max = 0,8 ch



[ F 1 ]max = 0,8 ch1 = 0,8.580 = 464

[ F 2 ]max = 0,8 ch 2 = 0,8.450 = 360

[F]Max = 360

(MPa)

(MPa)

(MPa)

III. Xác định, kiểm nghiệm các thông số cơ bản của bộ
truyền cấp nhanh:
1)

Khoảng cách trục sơ bộ:
Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng đợc xác định
theo công thức:
aW = K a .(u + 1). 3

T1.K H
[ H ]2 .u. ba

(2.2.3)
Trong đó:
Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
Tra bảng 6.5 [1] ta đợc Ka = 43 (MPa1/3).
T1: mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động;
T1= TI = 78723,1 (Nmm).
u - tỉ số truyền của bộ truyền; u = u1 = 3,92
[H] ứng suất tiếp xúc cho phép; [ H] = [H] = 504,64
(MPa).
ba1 - hệ số; ba1 = bw1 /aw1 tra bảng 6.6 [1] ta đợc ba1
=0,3.
Nên bw1 = 0,3. aw1 và bd1 = bw1 /dw1 = 0,74. ba1.(u1 +
1) = 0,3
KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc; tra bảng 6.7 [1] với
sơ đồ 3 ta có:
KH = 1,22.
Thay vào (2.2.3) ta đợc:

19


aw1 = 43.(3,92 + 1). 3

78723,1.1, 22
= 140, 74
504, 642.3,92.0, 3

(mm)

Sơ bộ chọn aw1 =141 (mm)
2)

Các thông số ăn khớp:
a) Mô đun: m
Theo công thức 6.17 [1] ta có: m = (0,01 ữ 0,02).aw1 =
(1,41ữ 2,82).
Tra bảng 6.8 [1] ta lấy mô đun pháp là m = 2,5 (mm).
b) Số răng z, góc nghiêng bánh răng :
- Sơ bộ chọn 1 = 20o, theo công thức 6.18 [1] ta có:
z1 =

2.aw1 .cos 1 2.141.cos 20o
=

= 21,54
m.(u1 + 1)
2,5.(3,92 + 1)

Ta lấy z1 =22(răng). Theo đó z2 = u1.z1 = 3,92.22 =
86,24
làm tròn ta lấy z2 = 86(răng).
Tỉ số truyền thực tế là: u1m = 86/22 = 3,91
Sai số so với ban đầu là 2,27% nên thoả mãn điều
kiện.
Tổng số răng cả cặp: zt = z1 + z2 =108(răng).
- Góc nghiêng đợc tính lại là:
cos 1 =

m.zt 2.108
=
= 0, 957
2.aw1 2.141

hay 1 = 16,77o
- Do 8 < 1 = 16,77o < 20o thoả mãn nên ta lấy aw1
= 141(mm)
Và bw1 = 0,3 . aw1 = 0,3 . 141= 35,25 (mm).
c) Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1
d w1 =

2.aw1
2.141
=
= 57, 44

u1m + 1 3,92 + 1

(mm).

d) Đờng kính vòng chia:
d1 =

d2 =

3)

m.z1
2,5.22
=
= 57, 44
cos 1 cos16, 77o

(mm).

m.z2
2,5.86
=
= 224,56
cos 1 cos16, 77 o

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
20

(mm).

*) ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải
thoả mãn điều kiện:
H = Z M .Z H .Z .

2.T1 .K H .(u1m + 1)
H
bw .u1m .d w21

(2.2.4)
Trong đó:
T1 mô men xoắn trên trục chủ động; T 1 =TI = 78723,1
(Nmm).
ZM hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp.
Tra bảng 6.5 [1] với vật liệu thép ta có ZM = 274
1/3
(MPa ).
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Ta có:
ZH =

2.cos b
sin(2. tw1 )


Với :

b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tgb = cos tw1.tg1
Ta dùng cặp bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

nên:
arctg (

tg
)
cos 1

tw1 = t1 =
Theo TCVN 1065-71 ta chọn góc prôfin gốc =200
arctg (

tg 20o
) = 20,81o
o
cos16, 77

tw1 =
b = arctg(cos 20,81o.16,77o )= 15,74o
2.cos15, 740
ZH =
= 1, 7
sin(2.20,810 )


Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
;

Xác định
:

- hệ số trùng khớp dọc:
=

bw1.sin 1 35, 25.sin16, 77 o
=
= 1,3
m.
2,5.3,14

21


- hệ số trùng khớp ngang:
= [1,88 3, 2.(

1 1
1
1
+ )].cos 1 = [1,88 3, 2.( + )].cos16, 77 o = 1, 71
z1 z2
22 86

Với > 1 theo 6.36c [1] ta có:
1
1
z =
=
= 0,59
1, 71
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.

KH = KH.KH.KHV
KH - hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không
đều trên chiều rộng răng; ta có KH = 1,12.
KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.
v1 =

.d w1.n1 3,14.57, 44.1420
=
= 4,39
60000
60000

Ta có:
(m/s)
Với v1 = 4,39 (m/s) theo bảng 6.13 [1], ta đợc cấp
chính xác 9.
Tra bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v = 4,39 (m/s) ta
đợc
KH = 1,13 và KF = 1,37
KHV hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện
trong vùng ăn khớp. Theo 6.41 [1] ta có:
.b .d
K HV = 1 + H w1 w1
2.T1.K H .K H

H = H .g 0 .v1.
Với

aw1

u1m

H = 0, 002

Tra bảng 6.15 [1] với HB2 < 350 ta có
Bảng 6.16 [1] với m < 3,55 ta đợc g0 = 73
a
141
H = H .g 0 .v1. w1 = 0, 002.73.4,39.
= 3,85
u1m
3,91

.b .d
3,85.35, 25.57, 44
K HV = 1 + H w1 w1 = 1 +
= 1, 04
2.T1.K H .K H
2.78723,1.1,12.1,13
Và
KH = KH.KH.KHV = 1,12.1,13.1,04 = 1,32
22


Thay vào công thức (2.2.4) ta đợc:
H = 274.1, 7.0,59

2.78723,1.1, 34.(3,91 + 1)
35, 25.3,91.57, 44

2

= 473

(MPa)
*) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Ta có:
[HI]cx = [HI].ZV.ZR.KXH
Với :
ZV - hệ số ảnh hởng của vận tốc vòng.
Bánh răng có độ rắn HB < 350; v < 5 (m/s) ta có z v =
1.
ZR hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Với Ra = 2,5 ữ 1,25 thì ta có ZR = 0,95.
KXH hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng. Do
bánh răng có đờng kính vòng đỉnh da < 700 nên KXH = 1.
Do đó ta đợc [H]cx = [H].ZV.ZR.KXH = 504,64.0,95 = 479,4
(MPa)
Sự chênh lệch giữa H và [H]cx:
H [ H ]
473 479,3
.100 =
.100 = 1
[ H ]
479, 3

%
Vì [H] < [H] và sai lệch này nhỏ hơn 4% nên vẫn thoả
mãn điều kiện làm việc. Để tiết kiệm, ta tính lại bề rộng bánh
răng theo công thức:

cx

bw = ba1.aw1.(

H 2
473 2
) = 0, 25.141.(
) = 34,3
cx
[ H ]
479, 3

(mm).
Làm tròn ta lấy bw2 = 35(mm); để tăng khả năng ăn khớp ta
lấy bề rộng bánh nhỏ tăng thêm 5 (mm), do đó bw1 = 40 (mm).
4)

Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra
tại chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép.
F1 =

2.T1.K F .Y .Y .YF 1
bw1.d w1.m

F 2 = F 2.

YF 2
[ F 2 ]
YF 1

[ F 1 ]

(2.2.5)
(2.2.6)

Trong đó:
T1 = 78723,1 (Nmm).
m = 2,5 (mm).
23


bw = 35 (mm).
dw1 = 38,1 (mm).
Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Y =

1
1
=
= 0,59
1, 71

Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Y = 1

o
16, 77o
= 1
= 0,88

140
140

YF1 ,YF2 hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 phụ thuộc
vào số răng tơng đơng. Ta có:
Z v1 =

Z1
22
=
= 25, 07
3
(cos 1 )
(cos16, 77 o )3

Zv 2 =

Z2
86
=
= 97, 98
3
(cos 1 )
(cos16, 77 o )3

Tra bảng 6.18 [1] với hệ số dịch chỉnh = 0 ta đợc:
YF1 = 4,26 ; YF2 = 3,6
KF hệ số tải trọng khi tính về uốn.
KF = KF.KF.KFV
Với:

KF - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi
tính về uốn.
Tra bảng 6.14 [1] ta đợc KF = 1,37
KF - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
uốn, tra bảng 6.7 [1] ta đợc
KF = 1,46
KFv hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng
ăn khớp khi tính về uốn. Theo công thức 6.46 [1]
ta có:
K Fv = 1 +

F .bw .d w1
2.T1.K F .K F

F = F .g 0 .v1.

24

aw1
u1m


Tra bảng 6.15 và 6.16 [1] ta đợc
có
v1=8,18.
thay
vào

F = 0, 01; g 0 = 73

ta

và
đợc

141
= 11,55
3,91

F = 0, 01.73.4,39.

K Fv = 1 +

11,55.35.57, 44
= 1, 07
2.78723,1.1,19.1,37

Do đó KF = KF.KF.KFV = 1,37.1,19.1,07 = 2,15
Thay các giá trị trên vào công thức (2.2.5) và (2.2.6) ta đợc:
F1 =

F2

2.78723,1.2,15.0,59.0,88.4, 26
= 146,96 < [ F 1 ] = 257,14
35.57, 44.2,5

(MPa).

Y
3, 6
= F 1. F 2 = 146,96.
= 124,19 < [ F 2 ] = 241, 71
YF 1
4, 26

(MPa).
Nên bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền uốn.
5)

Kiểm nghiệm về quá tải:
- Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (khi mở
máy,dừng máy) với hệ số quá tải Kqt. Vì vậy cần kiểm tra
quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực
đại.
- Để tránh biến dạng d hoặc gẫy răng bánh răng, ứng
suất tiếp xúc cực đại Hmax không vợt quá một giá trị cho
phép:
Hmax = H .

K qt

[H]max = 1260 (MPa).

504, 64. 1,6 = 548, 73

Hmax =
(MPa).

Vậy
Hmax [H]max nên thoả mãn.
- Để phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn
chân răng, ứng suất uốn cực đại Fmax tại mặt lợn chân răng
không đợc vợt quá một giá trị cho phép:
Fmax = F .Kqt [F]max
Do đó:
Fmax1 = F1.Kqt = 146,96.1,6 = 191,05 < [F]max
Fmax2 = F2.Kqt = 124,19.1,6 = 161,45 < [F]max
Vậy bộ truyền thoả mãn các điều kiện bền.

25