Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC:

CHI TIẾT MÁY

Đề số 10:
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án số:05

Sinh viên thực hiện: NGUYỄN MINH TIẾN .
MSSV:21203515
Ngành đào tạo:
CƠ ĐIỆN TỬ
Giáo viên hướng dẫn: THÂN TRỌNG KHÁNH ĐẠT
Ngày hoàn thành:
Ngày bảo vệ:

TPHCM 22-05-2015


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

MỤC LỤC
PHẦN I: GIỚI THIỀU ĐỀ TÀI ...................................................................................3
PHẦN 2: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI .........................4

TỶ SỐ TRUYỀN
2.1. Các loại động cơ ....................................................................................................4
2.2. Chọn động cơ .........................................................................................................4
2.2.1. Xác định công suất động cơ ............................................................................4
2.2.2. Xác địng sơ bộ số vòng quay động cơ ............................................................5
2.2.3. Chọn quy cách động cơ ...................................................................................6
2.3. Phân phối tỉ số truyền .............................................................................................6
2.3.1. Tỉ số truyền chung ..........................................................................................6
2.3.2. Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc ......................................................6
2.4. Xác định công suất, môment và số vòng quay trên các trục ..................................6
PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH .........................................8
3.1. Chọn loại xích ........................................................................................................8
3.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích ................................................8
3.2.1. Chọn số răng đĩa xích .....................................................................................8
3.2.2. Xác định bước xích P ......................................................................................8
3.2.3. Khoảng cách trục và số mắt xích ....................................................................9
3.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền .................................................................................10
3.4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục .................................11
PHẦN 4: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG .................................................................13
4.1. Chọn vật liệu ..........................................................................................................13
4.2. Phân phối tỉ số truyền và xác định ứng suất cho phép...........................................13
4.2.1. Phân phối tỉ số truyền ....................................................................................13
4.2.2. Xác định ứng suất cho phép ..........................................................................13
4.3. Tính toán cấp nhanh : bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ................................15
4.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục ..................................................................15
4.3.2. Xác định thông số ăn khớp ............................................................................16
4.3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ..........................................................17
4.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .................................................................19
4.4. Tính toán cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ....................................21
Nguyễn Minh Tiến: 21203825

1


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

4.4.1. Xác bộ sơ bộ khoảng cách trục .....................................................................21
4.4.2. Xác định thông số ăn khớp ............................................................................21
4.4.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ..........................................................22
4.4.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .................................................................24
4.5. Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ................................26
PHẦN 5: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC .................................................................27
5.1. Chọn vật liệu ..........................................................................................................27
5.2. Tính thiết kế trục ....................................................................................................27
5.2.1. Xác định sơ bộ đường kính trục ....................................................................27
5.2.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ................................27
5.2.3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục ..........................................29
5.3. Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi ..........................................................................38
5.4. Tính kiểm nghiệm độ bền của then........................................................................43
PHẦN 6: TÍNH TOÁN Ổ LĂN ....................................................................................45
6.1. Chọn ổ lăn ..............................................................................................................45
6.2. Chọn ổ theo khả năng tải động ..............................................................................45
6.3. Tính toán nối trục vòng đàn hồi .............................................................................49
PHẦN 7: THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT ..........................................51
7.1. Thiết kế vỏ hộp ......................................................................................................51
7.1.1. Chọn vật liệu .................................................................................................51
7.1.2. Kết cấu hộp giảm tốc.....................................................................................51

7.2. Một số chi tiết khác................................................................................................53
7.2.1. Cửa thăm dầu ................................................................................................53
7.2.2. Nút thông hơi ................................................................................................53
7.2.3. Nút tháo dầu ..................................................................................................54
7.2.4. Chốt định vị ...................................................................................................54
PHẦN 8: CHỌN DẦU BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP .............................55
8.1. Bôi trơn hộp giảm tốc ............................................................................................55
8.1.1. Bôi trơn trong hộp giảm tốc ..........................................................................55
8.1.2. Bôi trơn ngoài hộp.........................................................................................55
8.2. Dung sai lắp ghép ..................................................................................................55
TÀI LIỆU THAM KHẢO.............................................................................................59
Nguyễn Minh Tiến: 21203825

2


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

PHẦN I
ĐỀ TÀI
Đề số 10: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án số: 1

Sơ đồ tải trọng
Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục
đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh; 4- Bộ truyền xích
ống con lăn; 5- Xích tải. (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

Lực vòng trên xích tải F, N
Vận tốc xích tải v, m/s
Số răng đĩa xích dẫn z, răng
Bước xích p , mm
Thời gian phục vụ L, năm
Số ngày làm/năm Kng , ngày
Số ca làm trong ngày, ca
t1, giây
t2, giây
t3, giây
T1
T2
T3

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

2500
1,2
9
110
6
160
3
60
12
28
T
0,6T
0,2T

3


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

PHẦN 2:
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI
TỶ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG
2.1 Các loại động cơ điện
 Động cơ 3 pha không đồng bộ roto ngắn mạch có
 Ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có
thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện.
 Nhược điểm: hiệu suất thấp và hệ số công suất thấp (so với động cơ ba pha đồng bộ),
không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không
đồng bộ roto dây quấn).
 nhờ có nhiều ưu điểm cơ bản, động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ roto
ngắn mạch được sử dụng

2.2 Chọn động cơ
Trường hợp tải trọng thay đổi: trường hợp này nhiệt độ động cơ tăng giảm tùy theo
sự thay đổi của tải trọng, do đó cần chọn động cơ sao cho trong quá trình làm việc, lúc chạy
quá tải, lúc chạy non tải nhưng nhiệt độ động cơ đạt được trị số ổn định. Muốn vậy ta coi động
cơ làm việc với công suất tương đương không đổi mà mất mát năng lượng do nó sinh ra tương
đương với mất mát năng lượng do công suất thay đổi gây nên trong cùng một thời gian.

2.2.1 Xác định công suất động cơ
 Công suất cực đại trên trục xích tải:

𝑃𝑚𝑎𝑥 =

𝐹 × 𝑣 2500 × 1,2
=
= 3 (𝑘𝑤)
1000
1000

Trong đó:
F: Lực kéo xích tải (kN)
V: vận tốc xích tải (m/s)
 Công suất đẳng trị trên xích tải:
𝑃𝑑𝑡 = 𝑃𝑚𝑎𝑥 √

∑ 𝑃𝑖2 𝑡𝑖
12 × 60 + 0,62 × 12 + 0,22 × 28
= 3√
= 2,4268 (𝑘𝑤)
∑ 𝑡𝑖
60 + 12 + 28

Trong đó:
Pmax: là công suất lớn nhất (kw)

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

4


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM

KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

Pi: công suất tác dụng trong thời gian ti (kw)
 Hiệu suất toàn bộ hệ thống:
2 4
𝜂𝛴 = 𝜂𝑘 𝜂𝑥 𝜂𝑏𝑟
𝑛𝑜𝑙 = 1 × 0,93 × 0,972 × 0,994 = 0,84

Trong đó:
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ:

𝜂𝑏𝑟 = 0,97

Hiệu suất bộ truyền xích:

𝜂𝑥 = 0,93

Hiệu suất một cặp ổ lăn:

𝜂𝑜𝑙 = 0,99

Hiệu suất khớp nối:

𝜂𝑘 = 1

 Công suất cần thiết trên trục động cơ:
𝑃𝒄𝒕 =

𝑃𝒅𝒕 2,4268
=
= 2,889 (𝑘𝑤)
𝜂𝜮
0,84

2.2.2 Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ
Chú ý rằng số vòng quay đồng bộ của động cơ càng tang thì khuôn khổ, khối lượng và
giá thành động cơ càng giảm (vì số đôi cực p giảm), trong khi hiệu suất và hệ số công suất
(cos𝜑) càng tăng.
Tuy nhiên dùng động cơ với số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, với tỷ số
truyền lớn làm kích thước và giá thành các bộ truyền tang lên.
Vì vậy nên phối hợp hai yếu tố này.
 Tỷ số truyền toàn bộ hệ thống dẫn động:
𝑢𝛴 = 𝑢ℎ . 𝑢𝑥 = 8 × 2,5 = 20
Trong đó:
𝑢ℎ = 8: Tỉ số truyền động bánh rang trụ - hộp giảm tốc 2 cấp
𝑢𝑥 = 2,5: Tỉ số truyền động xích
 Số vòng quay trục máy công tác:
𝑛𝑙𝑣 =

60000 × 𝑣 60000 × 1,2
𝑚
=
= 72,73 ( )
𝑧 × 𝑝𝑐
9 × 110
𝑠

Trong đó:

v = 1,2: vận tốc xích tải, m/s
z = 9: số răng đĩa xích dẫn, răng
𝑝𝑐 = 110: bước xích, mm
 Số vòng quay sơ bộ động cơ:

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

5


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

nsb = nlv . uΣ = 72,73 × 20 = 1454,6 (

vg
)
ph

2.2.3 Chọn quy cách động cơ:
- Dựa vào công suất cần thiết tính và số vòng quay sơ bộ của động cơ.
-

Động cơ được chọn phải thỏa điều kiện:
𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡
}
𝑛đ𝑐 ≈ 𝑛𝑠𝑏

-

-

Ta chọn động cơ 4Avì: Các động cơ 4A được chế tạo theo
GOST 19523-74 có khối lượng nhẹ hơn so với DK và K. Mặt khác chúng có phạm
vi công suất lớn hơn và có số vòng quay đồng bộ rộng hơn so với DK và K
Dựa vào phụ lục P1.3 ta chọn 4A100L4Y3
𝑃đ𝑐 = 3 𝑘𝑤 ≥ 𝑃𝑐𝑡 = 2,889 𝑘𝑤
𝑣𝑔
𝑣𝑔
𝑛đ𝑐 = 1420 𝑝ℎ ≈ 𝑛𝑠𝑏 = 1454,6 𝑝ℎ}

2.3 Phân phối tỉ số truyền
2.3.1 Tỉ số truyền chung
𝑢𝑐ℎ = 𝑢ℎ . 𝑢𝑥 =

𝑛đ𝑐
𝑛𝑙𝑣

1420

= 72,73 = 19,52

Với 𝑢ℎ = 8 → 𝑢𝑥 =

19,52
8

= 2,438

2.3.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc
Có nhiều phương pháp phân phối tỉ số truyền, xuất phát từ các yêu cầu về công
nghệ, về kích thước và khối lượng gọn nhẹ và vấn đề bôi trơn các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 3.1 ta được tỉ số truyền cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc hai
cấp bánh răng trụ khai triển và phân đôi thõa mãn đồng thời 3 tiêu chí: khối lượng nhỏ
nhất, momen quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhúng trong dầu ít
nhất.
{

𝑢1 = 3,08
𝑢2 = 2,6

2.4 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục
Dựa vào công suất và sơ đồ hệ dẫn động , có thể tính được trị số của công suất, momen
và số vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền , trục và ổ.
𝑃

3

𝑃3 = (𝜂 𝑚𝑎𝑥
= (0,99×0,93) = 3,26 (𝑘𝑤)
.𝜂 )
𝑜𝑙

𝑥

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

𝑛

𝑛3 = 𝑢2 =
2

461,039
2,6

= 177,323 𝑣𝑔/𝑝ℎ

6


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

𝑃2 = (𝜂
𝑃1 = (𝜂

𝑃3

3,26

𝑜𝑙 .𝜂𝑏𝑟 )

𝑃2

= (0,99×0,97) = 3,39 (𝑘𝑤)
3,39

𝑜𝑙 .𝜂𝑥 )

𝑃𝑑𝑐 = (𝜂

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

= (0,99×0,97) = 3,53 (𝑘𝑤)

𝑃1

𝑛

𝑛2 = 𝑢1 =

1420

1

𝑛1 =

𝑛𝑑𝑐
𝑢𝑘

=

3,08

= 461,039 vg/ph

1420
1

= 1420 𝑣𝑔/𝑝ℎ

3,53

𝑜𝑙 .𝜂𝑘 )

= (0,99×1) = 3,57 (𝑘𝑤)
𝑃

𝑇𝑖 = 9,55 × 106 . 𝑛𝑖
𝑖

𝑇𝑑𝑐 = 24009,507 𝑁𝑚𝑚
𝑇1 = 23740,493 𝑁𝑚𝑚
𝑇2 = 70220,7405 𝑁𝑚𝑚
𝑇3 = 175572,2608 𝑁𝑚𝑚
𝑇4 = 393922,7279 𝑁𝑚𝑚

Kết quả tính toán
Trục

Động cơ

1

2

3

4

3,57

3,53

3,39

3,26

3
2,438
72,73
393922,7279

Thông số
Công suất P, kW
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n, vg/ph
Momen xoắn T, Nmm

1
1420
24009,507

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

3,08
2,06
1420

461,039
177,323
23740,493 70220,741 175572,261

7


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

PHẦN 3
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
3.1 Chọn loại xích
Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích răn.
Xích ống - con lăn gọi tắt là xích con lăn, kết cấu giống như xích ống, chỉ khác phía
ngoài ống lắp them con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt thành ma sát lăn. Kết quả là độ
bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó
ta chọn xích con lăn cho bộ truyền xích.

3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
Thông số đầu vào:
P1 = 3,26 kW; n1 = 177,323

vg
; T = 175572,2608 Nmm; 𝑢𝑥 = 2,438
ph 1

3.2.1 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 𝑧𝑚𝑖𝑛 .
Trong tính toán thiết kế, có thể chọn
𝑧1 = 29 − 2𝑢 = 29 − 2 × 2,438 ≈ 24,125
Số răng xích nên lấy lẻ vì khi đó mỗi răng của bánh xích sẽ ăn khớp lần lượt với
tất cả mắt xích, do đó răng bánh xích sẽ mòn đều hơn
Chọn 𝑧1 = 25 răng
Từ số răng đĩa xích nhỏ z1 tính ra số răng đĩa xích lớn z2
𝑧2 = 𝑢 × 𝑧1 = 2,438 × 25 ≈ 60,95
Chọn 𝑧2 = 61 răng ≤ 𝑧𝑚𝑎𝑥 = 120 (đối với xích con lăn)

3.2.2 Xác định bước xích P
Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích:
𝑃𝑡 =

P. K. 𝐾𝑧 . 𝐾𝑛
≤ [𝑃]
𝐾𝑥

Trong đó:

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

8


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

𝑃𝑡 , 𝑃, [𝑃] lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền, công
suất cho phép, kW;
𝐾𝑥 = 1: xích 1 dãy;
𝐾𝑧 =
𝐾𝑛 =

𝑧01
𝑧1
𝑛01
𝑛1

25

= 25 = 1 – hệ số số răng;
200

= 177,323 = 1,13 – hệ số số vòng quay;

𝐾 = 𝑘𝑟 𝑘𝑎 𝑘0 𝑘𝑑𝑐 𝑘𝑏 𝑘𝑙𝑣 = 1,2 × 1 × 1 × 1 × 1,5 × 1,45 = 2,61
Trong đó theo bảng 5.6:
𝑘𝑟 = 1,2: hệ số tải trọng động, tải trọng va đập nhẹ.
𝑘𝑎 = 1: hệ số xét đến ảnh hưởng khoảng cách trục, 𝑎 = (30 ÷ 50)𝑝𝑐
𝑘0 = 1: hế số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền,
góc nghiêng < 60°;
𝑘𝑑𝑐 = 1: hế số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng
xích, trục điều chỉnh được;
𝑘𝑙𝑣 = 1,45: hệ số xét đến chế độ làm việc, làm việc 3 ca;
𝑘𝑏 = 1,5: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, bôi trơn định kỳ;

𝑃𝑡 =

P. K. 𝐾𝑧 . 𝐾𝑛 3,26 × 2,61 × 1 × 1,13
=
= 9,61 𝑘𝑊
𝐾𝑥
1

Theo bảng 5.5 với n =200vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích
𝑝𝑐 = 25,4mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:
𝑃𝑡 < [𝑃] = 11 𝑘𝑊
Theo bảng 5.8, 𝑝 < 𝑝𝑚𝑎𝑥

3.2.3 Khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn sơ bộ khoảng cách trục 𝑎 = 30𝑝𝑐 = 30 × 25,4 = 762 mm
Số mắt xích X:
𝑋=

2𝑎 𝑧2 + 𝑧1
𝑧2 − 𝑧1 2 𝑝𝑐
+
+(
) .
𝑝𝑐
2
2𝜋
𝑎

𝑋 = 2 × 30 +

61 + 25
61 − 25 2 1
+(
) ×
= 104,09
2
2×𝜋
30

Chọn X = 104 mắt xích

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

9


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

X nên chọn số chẵn để thuận tiện cho việc nối xích.
Tính lại khoảng cách trục
𝑎∗ = 0,25𝑝 (𝑥 −

𝑧2 + 𝑧1
𝑧2 + 𝑧1 2
𝑧2 − 𝑧1 2
+ √(𝑥 −
) − 2(

) )
2
2
𝜋

61 + 25
61 + 25 2
61 − 25 2
√
𝑎 = 0,25 × 25,4 (104 −
+ (104 −
) − 2(
) )
2
2
𝜋
∗

𝑎∗ = 760 mm
Để xích không chịu lực căng lớn nên giảm khoảng cách trục ∆𝑎 = 0,004𝑎 ≈ 3
→ 𝑎∗ = 757 mm
Kiểm nghiệm số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây:
𝑖=

𝑧1 𝑛1 25 × 177,323
=
= 2,84 𝑙ầ𝑛
15𝑥
15 × 104

𝑖 < [𝑖] theo bảng 5.9

3.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va
đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá trình quá tải theo hệ số an
toàn
𝑠=

𝑄
56700
=
= 25,7
𝑘𝑑 𝐹𝑡 + 𝐹𝑜 + 𝐹𝑣 1,2 × 1734,04 + 115,85 + 9,19

Trong đó:
Q = 56,7 kN: tải trọng phá hủy, theo bảng 5.2
q = 2,6 kg: khối lượng một met xích, theo bang 5.2
𝑘𝑑 = 1,2: hệ số tải trọng, tải trọng mở máy bằng 1,5 lần tải trọng danh nghĩa

𝐹𝑡 =

1000𝑃
𝑣

Với 𝑣 =

=

1000×3,26

𝑧1 .𝑛1 .𝑝𝑐
60000

1,88

=

= 1734,04 N: lực vòng

25×177,323×25,4
60000

= 1,88 m/s

𝐹𝑣 = 𝑞𝑣 2 = 2,6 × 1,882 = 9,19 𝑁: lực căng do lực li tâm sinh ra
𝐹0 = 9,81𝑘𝑓 𝑞𝑎 = 9,81 × 6 × 2,6 × 0,757 = 115,85 𝑁: lực căng do trọng
lượng nhánh xích bị động sinh ra, với 𝑘𝑓 = 6 ứng với bộ truyền nằm ngang
Theo bảng 5.10 với n = 200vg/ph, p = 25,4 mm , [𝑠] = 8,2

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

10


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

Vậy > [𝑠] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

3.4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục
 Đường kính đĩa xích:
𝑑1 =

𝑑2 =

𝑝

25,4
=
𝜋
𝜋 = 202,66 𝑚𝑚
𝑠𝑖𝑛 (𝑧 ) 𝑠𝑖𝑛 ( )
25
1
𝑝

25,4
=
𝜋
𝜋 = 493,41 𝑚𝑚
𝑠𝑖𝑛 (𝑧 ) 𝑠𝑖𝑛 (61)
2

𝜋
𝑑𝑎1 = 𝑝 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 ( )] = 213,76 𝑚𝑚
𝑧1
𝜋
𝑑𝑎2 = 𝑝 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 ( )] = 505,45 𝑚𝑚

𝑧2
𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2𝑟 = 186,6 𝑚𝑚

𝑑𝑓2 = 𝑑2 − 2𝑟 = 477,35 𝑚𝑚

Với 𝑟 = 0,5025𝑑1 + 0,05 = 0,5025 × 15,88 + 0,05 = 8,03 và 𝑑1 = 15,88 theo
bảng 5.2
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
𝑘𝑟 (𝐹𝑡 𝐾𝑑 + 𝐹𝑣đ )𝐸
𝜎𝐻1 = 0,47√
𝐴𝑘𝑑
0,42 × (1734,04 × 1,2 + 3,78) × 2,1. 105
𝜎𝐻1 = 0,47√
= 475,018 𝑀𝑃𝑎
180 × 1
Trong đó:
𝑧1 = 25 → 𝑘𝑟 = 0,42: hế số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích
E = 2,1 × 105 MPa: Modun đàn hồi.
A = 180 mm2: diện tích chiếu bản lề, tra bảng 5.12
𝑘𝑑 = 1: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy (xích 1 dãy)
𝐾đ = 1,2: hệ số tải trọng, tải va đập nhẹ
𝐹𝑣đ = 13. 10−7 𝑛1 𝑝3 𝑚: lực va đập trên m dãy xích
𝐹𝑣đ = 13. 10−7 × 177,323 × 25,43 × 1 = 3,78 N
Như vậy dung thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp
xúc cho phép [𝜎𝐻 ] = 600𝑀𝑃𝑎, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1
Tương tự 𝜎𝐻2 ≤ [𝜎𝐻 ] với cùng vật liệu và nhiệt luyện

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

11

ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

 Xác định lực tác dụng lên trục
𝐹𝑟 = 𝑘𝑥 𝐹𝑡 = 1,15 × 1734,04 = 1994,146 𝑁 với 𝑘𝑥 = 1,15 (bộ truyền nằm nghiêng
một góc < 40°
𝑃1 (𝑘𝑊)
3,26
𝑑1 (mm)
202,66

𝑛1 (𝑣/𝑝)
177,323
𝑑2 (mm)
493,41

𝐹𝑟 (𝑁)
1994,146
𝑑𝑓1 (mm)
186,6

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

u
𝐹𝑡 (N)
𝑧1

2,438
25
1734,04
𝑑𝑓2 (mm) 𝑑𝑎1 (mm) 𝑑𝑎2 (mm)
477,35
213,76
505,45

a (mm)
757
X mắt xích
104

12


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

PHẦN 4
TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
4.1 Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở
đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp
hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:
𝐻1 ≥ 𝐻2 + (10 … 15)𝐻𝐵
Theo bảng 6.1 ta chọn:

 Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 250HB có giới hạn bền 𝜎𝑏 =
850𝑀𝑃𝑎 và giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 580𝑀𝑃𝑎
 Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện chọn độ cứng bánh răng 𝐻1 = 𝐻2 +
(10 … 15)𝐻𝐵 nên độ rắn 235HB có giới hạn bền 𝜎𝑏 = 750𝑀𝑃𝑎 và giới hạn
chảy 𝜎𝑐ℎ = 450𝑀𝑃𝑎

4.2 Phân phối tỉ số truyền và xác định ứng suất cho phép
4.2.1 Phân phối tỉ số truyền
Ta chọn 𝑈ℎ = 8
Theo yêu cầu bôi trơn, dựa vào bảng 3.1 phân phối tỉ số truyền thõa mãn đồng
thời 3 tiêu chí: khối lượng nhỏ nhất, moment quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích
các bánh lớn nhún trong dầu ít nhất. Ta được:
𝑢1 = 3,08
𝑢2 =

8
= 2,6
3.08

4.2.2 Xác định ứng suất cho phép
a) Số chu kỳ làm việc cơ sở:
𝑁𝑂𝐻1 = 30𝐻𝐵12,4 = 30. 2502,4 = 1,7.107 chu kỳ
𝑁𝑂𝐻2 = 30𝐻𝐵22,4 = 30. 2352,4 = 1,5.107 chu kỳ
𝑁𝐹𝑂1 = 𝑁𝐹𝑂2 = 5. 106 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
𝑁𝐻𝐸1 = 60𝑐 ∑ (𝑇

𝑇𝑖

𝑚𝑎𝑥

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

3

) 𝑛𝑖 𝑡𝑖 vì mỗi vòng quay răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c =1

13


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

𝑇 3
0,6. 𝑇 3
0,2𝑇 3
= 60 × 1 × 1420 [( ) 𝑡1 + (
) 𝑡2 + (
) 𝑡3 ]
𝑇
𝑇
𝑇
60
12
28
+ 0,63 ×
+ 0,23 ×
] × 6 × 160 × 3 × 8

100
100
100

= 60 × 1 × 1420 [13 ×
= 12,3 × 108 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
𝑁𝐻𝐸2

𝑚𝐻
2

𝑇𝑖

= 60𝑐 ∑ (

𝑇𝑚𝑎𝑥

)

𝑛𝑖 𝑡𝑖

𝑇 3
0,6. 𝑇 3
0,2𝑇 3
= 60 × 1 × 461,039 [( ) 𝑡1 + (
) 𝑡2 + (
) 𝑡3 ]
𝑇
𝑇
𝑇

60
12
28
+0,63 ×
+ 0,23 ×
] × 6 × 160 × 3 × 8
100
100
100

= 60 × 1 × 461,039 [13 ×
= 4.108 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
Tương tự:
𝑁𝐹𝐸1 = 60𝑐 ∑ (𝑇

𝑇𝑖

𝑚𝑎𝑥

6

) 𝑛𝑖 𝑡𝑖

𝑇 6
0,6. 𝑇 6
0,2𝑇 6
= 60 × 1 × 1420 [( ) 𝑡1 + (
) 𝑡2 + (
) 𝑡3 ]
𝑇

𝑇
𝑇
= 60 × 1 × 1420 [16 ×

60
12
28
+ 0,66 ×
+ 0,26 ×
] × 6 × 160 × 3 × 8
100
100
100

= 11,8 × 108 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
𝑁𝐹𝐸2 = 60𝑐 ∑ (𝑇

𝑇𝑖

𝑚𝑎𝑥

6

) 𝑛𝑖 𝑡𝑖

𝑇 6
0,6 × 𝑇 6
0,2𝑇 6
= 60.1.380. [( ) 𝑡1 + (
) 𝑡2 + (

) 𝑡3 ]
𝑇
𝑇
𝑇
= 60 × 1 × 461,039 [16 .

60
12
28
+ 0,66 ×
+ 0,26 ×
] 6 × 160 × 3 × 8
100
100
100

= 3,86 × 108 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ

Vì 𝑁𝐻𝐸1 > 𝑁𝐻𝑂1 ; 𝑁𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝑂2 ; 𝑁𝐹𝐸1 > 𝑁𝐹𝑂1 ; 𝑁𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂2
𝑐ℎ𝑜 𝑛ê𝑛 𝐾𝐻𝐿1 = 𝐾𝐻𝐿2 = 𝐾𝐹𝐿1 = 𝐾𝐹𝐿2 = 1
Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:
𝜎𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70, 𝑆𝑢𝑦 𝑟𝑎:
𝜎𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚1 = 2 × 250 + 70 = 570 𝑀𝑃𝑎

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

14


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM

KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

𝜎𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚2 = 2 × 235 + 70 = 540𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑂𝐹 𝑙𝑖𝑚 = 1,8 𝐻𝐵, 𝑠𝑢𝑦 𝑟𝑎
𝜎𝑂𝐹 𝑙𝑖𝑚1 = 1,8 × 250 = 450𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑂𝐹 𝑙𝑖𝑚2 = 1,8 × 235 = 423𝑀𝑃𝑎

b) Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[𝜎𝐻 ] =

𝜎𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚 𝑍𝑅 𝑍𝑉 𝐾𝐿 𝐾𝑋𝐻
𝜎𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚 . 0,9
𝐾𝐻𝐿 =
𝐾𝐻𝐿
𝑠𝐻
𝑠𝐻

khi tôi cải thiện sH = 1,1 do đó
[𝜎𝐻1 ] =
[𝜎𝐻2 ] =

570 × 0,9 × 1
466,4 𝑀𝑃𝑎
1,1

540 × 0,9 × 1
= 441,8 𝑀𝑃𝑎
1,1

Do tính bánh răng nghiêng với cấp nhanh nên:
[𝜎𝐻1 ] + [𝜎𝐻2 ] 466,4 + 441,8
[𝜎𝐻 ] =
=
= 454,1 𝑀𝑃𝑎
2
2
Với cấp bánh răng chậm:
[𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻2 ] = 441,8 𝑀𝑃𝑎
Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
[𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻2 ] = 466,4𝑀𝑃𝑎
c) Ứng suất uốn cho phép:
𝜎
[𝜎𝐹 ] = 𝑂𝐹 𝑙𝑖𝑚 𝐾𝐹𝐿 ta có sF = 1,75 nên:
𝑠
𝐹

[𝜎𝐹1 ] =

450
× 1 = 257,14 𝑀𝑃𝑎 ;
1,75

[𝜎𝐹2 ] =

423
× 1 = 241,7 𝑀𝑃𝑎
1,75

4.3 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
4.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
3
𝑇 × 𝐾𝐻𝛽
𝑎𝜔 = 𝐾𝑎 (𝑢 + 1) √
𝛹𝑏𝑎 [𝜎𝐻 ]2 𝑢

Trong đó:
𝐾𝑎 : hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cấp bánh răng – bảng 6.5 ta có: 𝐾𝑎 = 43.
T: moment xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm; 𝑇 = 0,5 × 𝑇1 .
[𝜎𝐻 ]: ứng suất tiếp xúc cho phép, Mpa

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

15


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

[𝜎𝐻 ] =

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

[𝜎𝐻1 ] + [𝜎𝐻2 ] 466,4 + 441,8
=
= 454,1 𝑀𝑃𝑎
2
2

u: tỉ số truyền.
𝛹𝑏𝑎 : các hệ số.
Theo bảng 6.6 các bánh răng chữ V nằm đối xứng ổ trục nên chọn 𝛹𝑏𝑎 = 0,2 theo tiêu
chuẩn. Khi đó:
𝛹𝑏𝑑 = 0,53 × 𝛹𝑏𝑎 (𝑢 ± 1) = 0,53 × 0,2 × (3,08 + 1) = 0,43
Dấu + dùng trong bánh răng ăn khớp ngoài.
Theo bảng 6.7, ta chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,05 ứng với sơ đồ 3 và 𝛹𝑏𝑑 = 0,43
Khoảng cách của trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:
3

𝑎𝜔 = 43(𝑢 + 1) √

3 0,5 × 23740,493 × 1,05
0,5. 𝑇1 𝐾𝐻𝛽
= 43(3,08 + 1) √
= 80,92 𝑚𝑚
2
𝛹𝑏𝑎 [𝜎𝐻 ] 𝑢
0,2 × 454,12 × 3,08

Ta chọn 𝑎𝜔 = 120 𝑚𝑚

4.3.2 Xác định thông số ăn khớp.
Môđun răng 𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝜔 = (0,01 ÷ 0,02) × 120 = 1,2 ÷ 2,4 𝑚𝑚
Theo tiên chuẩn, ta chọn 𝑚𝑛 = 1,5 𝑚𝑚
Từ điều kiện 400 ≥ 𝛽 ≥ 300
2𝑎𝜔 cos 300
2𝑎𝜔 cos 400
≥ 𝑧1 ≥
𝑚𝑛 (𝑢 ± 1)

𝑚𝑛 (𝑢 ± 1)



2 × 120 × cos 300
2 × 120 × cos 400
≥ 𝑧1 ≥
1,5 × (3,08 + 1)
1,5 × (3,08 + 1)

=> 33,96 ≥ 𝑧1 ≥ 30,04
ta chọn 𝑧1 = 33 𝑟ă𝑛𝑔 suy ra số răng bánh bị dẫn là 𝑧2 = 3,08 × 33 = 101 𝑟ă𝑛𝑔
Góc nghiêng răng:
𝛽 = 𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠

1,5 × (33 + 101)
= 33,120
2 × 120

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh rang là:


Đường kính vòng chia:
𝑑1 =

𝑧1 𝑚𝑛
33 × 1,5
=
= 59,1 𝑚𝑚
cos 𝛽 cos 33,120

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

16


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

𝑑2 =


GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

𝑧2 𝑚𝑛
101 × 1,5
=
= 188,9𝑚𝑚
cos 𝛽 cos 33,120

Khoảng cách trục :
𝑎𝜔 = 120 𝑚𝑚



Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: 𝑏2 = 𝛹𝑏𝑎 𝑎 = 0,2 × 120 = 24 𝑚𝑚
Bánh dẫn:
𝑏1 = 𝑏2 + 5 = 29 𝑚𝑚

4.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
𝜎𝐻 =

𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀 2𝑇1 𝐾𝐻 (𝑢 + 1)
√
𝑑𝜔1
𝑏𝜔 𝑢

Trong đó:
𝑍𝑀 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số của 𝑍𝑀 = 274 theo bảng
6.5 (thép – thép)
𝑍𝐻 : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,
𝑍𝐻 = √

2𝑐𝑜𝑠𝛽
sin(2𝛼𝑡𝑤 )

Ở đây :
𝛽: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. 𝛽 = 33,12°
Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
𝑡𝑔𝛼
𝑡𝑔20°
𝛼𝑡𝑤 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (
) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔
= 23,5
𝑐𝑜𝑠𝛽
𝑐𝑜𝑠33,12°
Trị số
𝑍𝐻 = √

2𝑐𝑜𝑠𝛽
2 × 𝑐𝑜𝑠33,12°
=√
= 1,51
sin(2𝛼𝑡𝑤 )
sin(2 × 23,5)

𝑍𝜀 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
1

1

𝑍𝜀 = √𝜀 = √1,47 = 0,82 khi 𝜀𝛽 ≥ 1
𝛼

Với 𝜀𝛼 - hế số trùng khớp dọc, tính theo công thức:
𝜀𝛽 =

𝑏𝑤 𝑠𝑖𝑛𝛽 𝛹𝑏𝑎 𝑎𝑤 𝑆𝑖𝑛𝛽 0,2 × 120 × 𝑆𝑖𝑛 33,12°
=
=
= 2,78
𝑚𝜋
𝑚𝜋
1,5𝜋

Và 𝜀𝛼 – là hệ số trùng khớp ngang, khi tính gần đúng có thể lấy:

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

17


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2 (

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

1
1
1
1
+ )] 𝐶𝑜𝑠𝛽 = [1,88 − 3,2 ( +
)] 𝐶𝑜𝑠33,12° = 1,47
𝑧1 𝑧1
33 101

𝐾𝐻 – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑣 = 1,05 × 1,09 × 1,16 = 1,33
Với 𝐾𝐻𝛽 = 1,05 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.
𝐾𝐻𝛼 = 1,09 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với bánh răng nghiêng tra bảng 6.14.
Trị số của cấp chính xác có thể tra bảng 6.13 với
Vận tốc vòng bánh răng:
𝜋𝑑𝑤1 𝑛1 𝜋 × 58,8 × 1420
𝑚
=

= 4,37
60000
60000
𝑠

𝑣=

Ta chọn cấp chính xác 8
Trong đó 𝑑𝑤1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ,
𝑑𝑤1 =

2𝑎𝑤
2 × 120
=
= 58,8
(𝑢 + 1) 3,08 + 1

𝑣ớ𝑖 𝑎𝑤 =

𝑎𝐶𝑜𝑠𝛼𝑡 120 × 𝐶𝑜𝑠23,5
=
= 120
𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡𝑤
𝐶𝑜𝑠23,5

𝐾𝐻𝑣 là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số của 𝐾𝐻𝑣
𝐾𝐻𝑣 = 1 +

𝑣𝐻 𝑏𝑤 𝑑𝑤1
3,06 × 24 × 58,8

= 1+
= 1,16
2𝑇1 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼
2 × 0,5 × 23740,493 × 1,05 × 1,09

Trong đó
𝑎𝑤
120
= 0,002 × 56 × 4,37√
= 3,06
𝑢
3,08

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 𝑔𝑜 𝑣√

Với 𝛿𝐻 = 0,002 theo bảng 6.15 và 𝑔𝑜 = 56 theo bảng 6.16
𝜎𝐻 =

274 × 1,51 × 0,82 2 × 0,5 × 27340,493 × 1,33 × (3,08 + 1)
√
= 258,49𝑀𝑃𝑎
58,8
24 × 3,08

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo 6.1 với v = 4,37 m/s < 5, 𝑍𝑉 = 1; với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅𝑎 = 2,5 … 1,25𝜇𝑚, do đó
𝑍𝑅 = 0,95; với 𝑑𝑎 ≤ 700𝑚𝑚, 𝐾𝑥𝐻 = 1, do đó:

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

18


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

[𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻 ]𝑍𝑣 𝑍𝑅 𝐾𝑥𝐻 = 454,1 × 1 × 0,95 × 1 = 431,395
𝜎𝐻 = 258,49 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐻 ] = 431,395 𝑀𝑃𝑎
Do đó điều kiện tiếp xúc được ổn thỏa.

4.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt
quá một giá trị cho phép:
𝜎𝐹1 =

2𝑇1 𝐾𝐹 𝑌𝜀 𝑌𝛽 𝑌𝐹1
𝑑𝜔1 𝑏𝜔 𝑚

𝜎𝐹2 =

𝑌𝐹2 𝜎𝐹1
𝑌𝐹1

Trong đó:
𝑇1 = 0,5 × 23740,493 – moment xoắn trên bánh răng chủ động, Nmm.
m = 1,5 – modun pháp tuyến, mm.
𝑏𝜔 = 24 – chiều rộng vành răng, mm.

𝑑𝜔1 = 58,8 – đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm.
𝑌𝜀 = 1⁄𝜀𝛼 = 1⁄1,47 = 0,68 – hế số kể đến sự trùng khớp của răng.
𝑌𝛽 = 1 −
răng.

𝛽°⁄
33,12°⁄
140 = 1 −
140 = 0,76 – hệ số kể đến độ nghiêng của

𝑌𝐹1 =3,63, 𝑌𝐹2 = 3,6 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng
tương đương.
Số răng tương đương:
𝑧𝑣1 =

𝑧1
33
=
= 56,17
3
3
𝑐𝑜𝑠 𝛽 𝑐𝑜𝑠 33,120

𝑧𝑣2 =

𝑧2
101
=
= 171,92
𝑐𝑜𝑠 3 𝛽 𝑐𝑜𝑠 3 33,120

KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn:
𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼 𝐾𝐹𝑣 = 1,05 × 1,27 × 1,4 = 1,87
Với :
𝐾𝐹𝛽 = 1,05 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về uốn, theo bảng 6.7 và sơ đồ 3.

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

19


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

𝐾𝐹𝛼 = 1,27 là 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.
𝐾𝐹𝑣 là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn:
𝐾𝐹𝑣 = 1 +

𝑣𝐹 𝑏𝑤 𝑑𝑤1
9,17 × 24 × 58,8
=1+
= 1,4
2𝑇1 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼
2 × 0,5 × 23740,493 × 1,05 × 1,27
𝑎

120

Với 𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 𝑔𝑜 𝑣√ 𝑢𝑤 = 0,006 × 56 × 4,37√3,08 = 9,17
𝜎𝐹1 =

2𝑇1 𝐾𝐹 𝑌𝜀 𝑌𝛽 𝑌𝐹1 2 × 0,5 × 23740,493 × 1,87 × 0,68 × 0,76 × 3,63
=
= 39,34 𝑀𝑃𝑎
𝑑𝜔1 𝑏𝜔 𝑚
58,8 × 24 × 1,5
𝜎𝐹2 =

𝑌𝐹2 𝜎𝐹1 3,6 × 39,34
=
= 30,01 𝑀𝑃𝑎
𝑌𝐹1
3,63

Ứng suất uốn cho phép:
[𝜎𝐹1 ] = [𝜎𝐹1 ]𝑌𝑅 𝑌𝑆 𝐾𝑥𝐹 = 257,14 × 1 × 1,05 × 1 = 270 𝑀𝑃𝑎
[𝜎𝐹2 ] = [𝜎𝐹2 ]𝑌𝑅 𝑌𝑆 𝐾𝑥𝐹 = 241,7 × 1 × 1,05 × 1 = 253,79 𝑀𝑃𝑎
Trong đó:
𝑌𝑅 = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng của độc nhám mặt lượn chân răng
𝑌𝑆 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,05 – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu
đối với tập trung ứng suất, trong đó m – modun, tính bằng mm;
𝐾𝑥𝐹 = 1, (𝑑𝑎 ≤ 400) – hế số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng
đến độ bề uốn;
𝜎𝐹1 ≤ [𝜎𝐹1 ] = 270 𝑀𝑃𝑎
𝜎𝐹2 ≤ [𝜎𝐹2 ] = 2253,79 𝑀𝑃𝑎

Do đó độ bền uốn được thỏa.
Khoảng cách trục
Modun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hế số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

𝑎𝑤1 = 120 𝑚𝑚
𝑚 = 1,5 𝑚𝑚
𝑏𝑤1 = 29 𝑚𝑚

𝑏𝑤2 = 24 𝑚𝑚
𝑢 = 3,08
𝛽 = 33,12°

𝑧1 = 33 𝑟ă𝑛𝑔
𝑥1 = 0
𝑑1 = 59,1
𝑑𝑎1 = 62,1
𝑑𝑓1 = 55,35

𝑧2 = 101 𝑟ă𝑛𝑔
𝑥2 = 0

𝑑2 = 180,9
𝑑𝑎2 = 183,9
𝑑𝑓2 = 177,15

20


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

4.4 Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
4.4.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
3
𝑇 × 𝐾𝐻𝛽
𝑎𝜔2 = 𝐾𝑎 (𝑢 + 1) √
𝛹𝑏𝑎 [𝜎𝐻 ]2 𝑢

Trong đó:
𝐾𝑎 : hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cấp bánh răng – bảng 6.5 ta có: 𝐾𝑎 = 49,5.
T: moment xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm; 𝑇 = 𝑇2 .
[𝜎𝐻 ]: ứng suất tiếp xúc cho phép, Mpa
[𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻2 ] = 441,8 𝑀𝑃𝑎
u = 2,6: tỉ số truyền.
𝛹𝑏𝑎 : các hệ số.
Theo bảng 6.6 các bánh răng đối xứng ổ trục nên chọn 𝛹𝑏𝑎 = 0,4 theo tiêu chuẩn. Khi
đó:
𝛹𝑏𝑑 = 0,53 × 𝛹𝑏𝑎 (𝑢 ± 1) = 0,53 × 0,4 × (2,6 + 1) = 0,76
Dấu + dùng trong bánh răng ăn khớp ngoài.

Theo bảng 6.7, ta chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,02 ứng với sơ đồ 3 và 𝛹𝑏𝑑 = 0,76
Khoảng cách của trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:
3 70220,7405 × 1,02
3
𝑇2 𝐾𝐻𝛽
𝑎𝜔2 = 49,5(𝑢 + 1) √
= 49,5(2,6 + 1) √
= 126 𝑚𝑚
2
𝛹𝑏𝑎 [𝜎𝐻 ] 𝑢
0,4 × 441,82 × 2,6

Ta chọn 𝑎𝜔2 = 130 𝑚𝑚

4.4.2 Xác định thông số ăn khớp.
Môđun răng 𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝜔2 = (0,01 ÷ 0,02) × 130 = 1,3 ÷ 2,6 𝑚𝑚
Theo tiên chuẩn, ta chọn 𝑚𝑛 = 1,5 𝑚𝑚 theo quan điểm modul cấp chậm = modun cấp
nhanh
𝑧1 =

2𝑎𝑤2
2 × 130
=
= 48,15
𝑚(𝑢 + 1) 1,5 × (2,6 + 1)

Chọn 𝑧1 = 49 răng
𝑧2 = 𝑢2 𝑧1 = 2,6 × 49 = 127,4

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

21


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

Chọn 𝑧2 = 127 răng
Do đó:
𝑎𝑤2 =

𝑚(𝑧1 + 𝑧2 ) 1,5(49 + 127)
=
= 132
2
2

Lấy 𝑎𝑤2 = 132 𝑚𝑚 do đó không cần dịch chỉnh
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng là:


Đường kính vòng lăn:
𝑑𝑤2 =



2𝑎𝑤2 2 × 132
=

= 73,33 𝑚𝑚
𝑢 + 1 2,6 + 1

Đường kính vòng chia:
𝑑1 = 𝑚𝑧1 = 1,5 × 49 = 73,5 𝑚𝑚
𝑑2 = 𝑚𝑧2 = 1,5 × 127 = 190,5 𝑚𝑚



Khoảng cách trục :
𝑎𝜔 = 132 𝑚𝑚



Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: 𝑏2 = 𝛹𝑏𝑎 𝑎 = 0,4 × 132 = 52,8 𝑚𝑚
Bánh dẫn:
𝑏1 = 𝑏2 + 5 = 57,8 𝑚𝑚

4.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
𝜎𝐻 =

𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀 2𝑇1 𝐾𝐻 (𝑢 + 1)
√
𝑑𝜔1
𝑏𝜔 𝑢

Trong đó:
𝑍𝑀 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số của 𝑍𝑀 = 274 theo bảng
6.5 (thép – thép)

𝑍𝐻 : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,
𝑍𝐻 = √

2𝑐𝑜𝑠𝛽
sin(2𝛼𝑡𝑤 )

Ở đây :
𝛽: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. 𝛽 = 0
Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
𝛼𝑡𝑤 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

𝑡𝑔𝛼
𝑡𝑔20°
) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔
= 20°
𝑐𝑜𝑠𝛽
𝑐𝑜𝑠0°

22


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

Trị số
2𝑐𝑜𝑠𝛽

2×1
𝑍𝐻 = √
=√
= 1,76
sin(2𝛼𝑡𝑤 )
sin(2 × 20)
𝑍𝜀 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
4−𝜀𝛼

𝑍𝜀 = √

3

4−1,79

=√

3

= 0,86 khi 𝜀𝛽 = 0

Với 𝜀𝛼 - hế số trùng khớp dọc, tính theo công thức:
𝜀𝛽 =

𝑏𝑤 𝑠𝑖𝑛𝛽 𝛹𝑏𝑎 𝑎𝑤 𝑆𝑖𝑛𝛽 0,2 × 132 × 𝑆𝑖𝑛 0
=
=
=0
𝑚𝜋
𝑚𝜋

1,5𝜋

Và 𝜀𝛼 – là hệ số trùng khớp ngang, khi tính gần đúng có thể lấy:
𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2 (

1
1
1
1
+ )] 𝐶𝑜𝑠𝛽 = [1,88 − 3,2 ( +
)] 𝐶𝑜𝑠0° = 1,79
𝑧1 𝑧2
49 127

𝐾𝐻 – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑣 = 1,01 × 1,13 × 1,13 = 1,29
Với 𝐾𝐻𝛽 = 1,01 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.
𝐾𝐻𝛼 = 1,13 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với bánh răng nghiêng tra bảng 6.14.
Trị số của cấp chính xác có thể tra bảng 6.13 với
Vận tốc vòng bánh răng:
𝑣=

𝜋𝑑𝑤1 𝑛1 𝜋 × 73,33 × 461,039
𝑚
=
= 1,77
60000
60000

𝑠

Ta chọn cấp chính xác 9
Trong đó 𝑑𝑤1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ,
𝑑𝑤1 =

2𝑎𝑤2
2 × 132
=
= 73,33
(𝑢 + 1) 2,6 + 1

𝑣ớ𝑖 𝑎𝑤 =

𝑎𝐶𝑜𝑠𝛼𝑡 132 × 𝐶𝑜𝑠20
=
= 132
𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡𝑤
𝐶𝑜𝑠20

𝐾𝐻𝑣 là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số của 𝐾𝐻𝑣
𝐾𝐻𝑣 = 1 +

𝑣𝐻 𝑏𝑤 𝑑𝑤1
5,52 × 52,8 × 73,33
= 1+
= 1,13
2𝑇1 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼
2 × 70220,7405 × 1,01 × 1,13

Trong đó

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

23


ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM
KHOA CƠ KHÍ

GVHD: Thân Trọng Khánh Đạt

𝑎𝑤
132
= 0,006 × 73 × 1,77√
= 5,52
𝑢
2,6

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 𝑔𝑜 𝑣√

Với 𝛿𝐻 = 0,006 theo bảng 6.15 và 𝑔𝑜 = 73 theo bảng 6.16
𝜎𝐻 =

274 × 1,76 × 0,86 2 × 70220,7405 × 1,3 × (2,6 + 1)
√
= 391,33𝑀𝑃𝑎
73,33
52,8 × 2,6

ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo 6.1 với v = 1,77 m/s < 5, 𝑍𝑉 = 1; với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅𝑎 = 10 … 40𝜇𝑚, do đó
𝑍𝑅 = 0,9; với 𝑑𝑎 ≤ 700𝑚𝑚, 𝐾𝑥𝐻 = 1, do đó:
[𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻 ]𝑍𝑣 𝑍𝑅 𝐾𝑥𝐻 = 441,8 × 1 × 0,9 × 1 = 397,62
𝜎𝐻 = 391,33 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐻 ] = 397,62 𝑀𝑃𝑎
Do đó điều kiện tiếp xúc được ổn thỏa.

4.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt
quá một giá trị cho phép:
𝜎𝐹1 =

2𝑇1 𝐾𝐹 𝑌𝜀 𝑌𝛽 𝑌𝐹1
𝑑𝜔1 𝑏𝜔 𝑚

𝜎𝐹2 =

𝑌𝐹2 𝜎𝐹1
𝑌𝐹1

Trong đó:
𝑇1 = 70220,7405– moment xoắn trên bánh răng chủ động, Nmm.
m = 1,5 – modun pháp tuyến, mm.
𝑏𝜔 = 52,8 – chiều rộng vành răng, mm.
𝑑𝜔1 = 73,33 – đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm.
𝑌𝜀 = 1⁄𝜀𝛼 = 1⁄1,79 = 0,56 – hế số kể đến sự trùng khớp của răng.
𝑌𝛽 = 1 – hệ số kể đến độ nghiêng của răng.( răng thảng).
𝑌𝐹1 =3,65, 𝑌𝐹2 = 3,6 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng
tương đương. Theo bảng 6.18

Số răng tương đương:
𝑧𝑣1 = 𝑧1 = 49

Nguyễn Minh Tiến: 21203825

24