ĐỒ án CHI TIẾT MÁY HGT ĐỒNG TRỤC 2 CẤP

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ GIAO THÔNG VẬN TẢI
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN MÁY XÂY DỰNG

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Họ và tên sv :
Mã SV
:
Lớp
:
Giáo viên hướng dẫn:

Hoàng Văn Ngọc
66DCMX23107
66DCMX23
Trần Trọng Tuấn

ĐỀ BÀI

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

1


ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Họ và tên sv:
Hoàng Văn Ngọc
Mã SV
: 66DCMX23107

Lớp
: 66DCMX23
Giáo viên hướng dẫn: Trần Trọng Tuấn

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Nhiệm vụ thiết kế:
1. 1 Bản thuyết minh A4
2. 1 Bản vẽ lắp tổng thể khổ giấy A0
3. 1 Bản vẽ chế tạo trục và 1 bản vẽ chế tạo bánh răng khổ A3

2


Tài liệu tham khảo
1. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập I,II, NXB Giáo
dục, 1999
2. Nguyễn Văn Lẫm, Nguyễn Trọng Hiệp, Thiết kế đồ án chi tiết máy, NXB
Giáo dục, 1993

3


THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Hộp Giảm Tốc Loại 1

Động cơ điện;
Khớp nối;
Hộp giảm tốc;

Bộ truyền ngoài (Xích);
Băng tải;
Chế độ tải: T1=T; T2=0,9T; T3=0,7T; t1=15s; t2=45s; t3=20s
(Chú ý: 1 năm làm việc 300 ngày và một ca làm việc 8 giờ)
Thông số:
12345-

Đường kính băng tải : D= 440 mm
Lực vòng trên xích tải: P= 4400N
Vận tốc xích tải :
v= 1,6 m/s
Thời gian phục vụ
L= 6 năm; Số ca= 2
(Chú ý: 1 năm làm việc 300 ngày và một ca làm việc 8 giờ).

4


PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ:
1.1. Xác định tải trọng tương đương
Công suất trên trục động cơ điện là Pct và được tính theo công thức :
Pt
η

Pct =
trong đó : Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)
η

là hiệu suất truyền của cả toàn bộ hệ thống

1.1.1 Tính toán Pt
Công suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc ta có :
2

P 
∑  Pi  × t i
 1
Pt = Ptd = P1 ×
∑ ti

Trong đó : là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài
trên trục máy công tác:
= = 7,04 (kw)
Theo chế độ tải có P=T.
Mà vận tốc góc không đổi P tỉ lệ với T (momen quay)
Thay số ta có:



Pt

=

2
 Pi 
∑  ÷ ×ti
P ÷
15+ 0,92 ×45+ 0,72 ×20
 1

P×
= 6,16 ×
= 6,16( kw)
1
15+ 45+ 20
∑ ti

η

1.1.2 .Tính hiệu suất truyền động
Dựa vào bảng 2.3 trang 19.Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn :
η x = 0,97
+ Hiệu suất của bộ truyền xích :
5


ηbr = 0,98

+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ :
+ Hiệu suất của cặp ổ lăn: ηol =0,99
η k = 0,99
+Hiệu suất của khớp nối trục
Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức :
η η k × ηol4 × η br2 × η x 0,99 × 0,994 × 0,982 ×0,97
=
= 0,885
=
=> Pct =

Pt

6,16
=
η 0.885

= 6,96(kw)

1.1.3 .Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.
+Tra bảng 2.4 ( trang 21) để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ,từ đó
tính số vòng quay đồng bộ dựa vào số vòng quay của máy công tác:

⇒

ut

tỉ số truyền toàn bộ

của hệ thống được tính theo công thức:

ut = u1 × u2 × u3 × ...

Với truyền động xích := = 220=40
trong đó :
+ ux là tỉ số truyền của truyền động xích = chọn ux = 2
+ uH là tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp uh= chọn uH = 20
+Gọi nlv là số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay hoặc đĩa xích tải)
và được tính theo công thức:
60 × 103 × v 60 ×103 × 1,6
=
= 69, 48
π ×D

π × 440
nlv =
(vòng/phút)
trong đó: v- vận tốc xích tải, m/s;
D- đường kính băng tải, (mm);
+Chọn số truyền chung sơ bộ :
Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ( nsb ) là:
nsb= nlv.ut
 nsb = (vòng/phút)
ndb
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
=3000 vòng/phút
6


Với điều kiện chọn động cơ là :

 Pdc ≥ Pct

ndb ≥ n sb

Tmm ≤ Tk
 T
Tdn


Pct

Dựa vào bảng P1.3.các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với

=6,96 (kw) và
Tmm Pmax
T
=
=1≤ k = 2
Pdc
ndc
T
p
Tdn
ta dùng động cơ 4A112M2Y3 có
=7,5 kW , = 2922 (vg/ph) và
2. Chọn phân phối tỷ số truyền:
2.1.Tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc:
- Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức (Theo 3.23
trang 48) Tài Liệu 1 ta có :
ndc 2922
nlv 69, 68
ut =
=
= 41,93
2.2.Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
-Tính tỉ số truyền cấp nhanh ()và tỉ số truyền cấp chậm () :
+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc(uh) tính theo công thức :
ut 41,93
ux
2
UH= =
=20,965
-Với hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ:

u HGT
×
=u1 u2 (1)
-Đối với hộp giảm tốc đồng trục, theo công thức 3.14 / 44 [TL1]
20,965

U1 = u2 =uH =
-Tính lại Ux theo u1, u2:

= 4,6
ut
41,93
=
= 1,98
u1.u2 4, 6 × 4, 6

Ux =
3.Xác định công suất, moomen; số vòng quay các trục:
3.1.Tính công suất trên các trục:
Plv = Ptd = 6,16kW
7


PIII =

PII =

PI =

Plv

6,16
=
= 6, 415
ηol ×η x 0,99 × 0,97

kw

PIII
6, 415
=
= 6,612kw
ηol ×ηbr 0,99 × 0,98

PII
6,612
=
= 6,815kw
ηol ×ηbr 0,99 × 0,98

3.2. Số vòng quay các trục :
Ta có :

nI =

ndc
udc ÷ I

…..

n = ndc = 2922

nI =

nII =

(vòng/phút)

n 2922
=
= 2922
1
1

(vòng/phút)

nI 2922
=,
= 635, 2
u1
4, 6

(vòng/phút)
nII 635, 2
nIII =
=
= 138,09
u2
4, 6
(vòng/phút)
3.3. Tính mômen xoắn T ở các trục:
Ta có :

9,55.10 6 P k
Tk =
nk
do đó ta tính được:
8


9,55 ×106 ×

Tdc=
9,55 × 106 ×

T1=
9,55 ×106 ×

T2=
9,55 × 106 ×

T3=
Tlv =

Pdc
7,5
= 9,55 ×106 ×
ndc
2922
PI
6, 415
= 9,55 ×106 ×

nI
2922

= 24512,32(N.mm)

= 20966,205 (N.mm)

PII
6, 612
= 9,55 × 106 ×
= 99409
nII
635, 2

(N.mm)

PIII
6, 415
= 9,55 × 106 ×
= 443647, 26
nIII
138, 09

P × D 4400 × 440
=
= 968000
2
2

(N.mm)

(N.mm)

3.4. Lập bảng kết quả:
Bảng Thông Số
Truc
Thông số
Tỷ số truyền

ĐỘNG CƠ

I

Công suất(kw)

7,5

6,815

Số vòng
quay(vòng/phút)
Momen T
(Nmm)

2922
24512,32

II

III

Trục
Làm Việc
1,98

6,612

6,415

6,16

2922

635,2

138,09

69,48

20966,205

99409

443647,26

968000

1

4,6

9

4,6


PHẦN II. THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
2.1. Bộ Truyền xích
Ta có:
Công suất trên trục chủ động:

P3

= 6,415 (kW)

Tốc độ quay trục chủ động:

n3 = 138,09 (Vg/p)

Tỉ số truyền:

ux

= 1,98

2.1.1 Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên chọn loại xích con lăn
2.1.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền
Từ công thức thực nghiệm :

Z1 = 29 − 2U x ≥ 19

⇒ 29 − 2 ×1,98 = 25, 04

⇒

Lấy số rang đĩa xích nhỏ Z1=25

Số răng đĩa xích lớn
⇒

Z 2 = Z1 × u x = 25 ×1, 98 = 55, 44

Lấy Z2=55

Dạng hỏng chủ yếu van guy hiểm nhất của xích là bị mòn. Do đó, ta xác định các thông số
theo độ bền mòn.

2.1.3. Xác định số đai z
Số đai z được xác định theo công thức 4.16/60[TL1]
z=

P1 K d
( [ P0 ] Cα .C1.Cu .Cz )

10


Trong đó:
P1 = 3,28 kW : Công suất trên trục bánh đai chủ động

[P0]=2kW : Công suất cho phép xác định bằng bộ truyền có số đai bằng 1, chiều dài

đai

l0 , tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh (Bảng 4.19[TL1])
Kd = 1,1

: Hệ số tải trọng động (Bảng 4.7[TL1])
(Băng tải, động cơ loại II)

Cα = 0,95

: Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α1=158,04o
(Bảng 4.15[TL1])

Cl = 0,95
l/lo=0,83
Cu = 1,13

: Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
:

(Bảng 4.16[TL1])

: Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u=3,87
(Bảng 4.17[TL1])

Cz = 0,95

: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai

(Bảng 4.18[TL1])
(Z’= P1/[P]=1,06)
z=

P1 K d
3, 28.1,1
=
= 1,85
( [ P0 ] Cα .C1.Cu .Cz ) 2.0,95..0,95.1,13.0,95

Lấy z = 2 đai
Chiều rộng bánh đai theo 4.17/63[TL1] và bảng 4.21/63[TL1]
(Với đai thang tiết diện A có t = 15, e = 10, h0 = 3,3)
B = (z – 1).t + 2.e = (2 – 1).15 + 2.10 =35 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai:
da1 = d1 + 2.h0 = 125 + 2.3,3 = 131.6(mm)
da2 = d2 + 2.h0 = 250 + 2.3,3 = 256,6 (mm)
Đường kính đáy bánh đai:
df1 = da1 - H = 131,6– 12,5 = 119,1 (mm)
df2 = da2 - H =256,6 – 12,5 = 244,1 (mm)

11


2.1.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63[TL1]
F0 =

780.P1.K d

+ Fv
v.Cα .z

Trong đó:
Fv : Lực căng do lực li tâm sinh ra. Fv = 0 khi bộ truyền có khả năng tự điều chỉnh lực
căng. Nếu định kỳ điều chỉnh lực căng thì
Fv = qm.v2
(qm : Khối lượng 1 mét chiều dài đai tra bảng13.3/22[TL3]).
Fv =0,105 . 9,282 = 9,04 (N)
F0 =

780.P1.K d
780.3, 28.1,1
+ Fv =
+ 9, 04 = 172,88 ( N )
v.Cα .z
9, 04.0,95.2

Lực tác dụng lên trục được tính theo 4.21/64[TL1]
Fr = 2.F0 .z.sin

α1
158, 04o
= 2.172,88.2.sin
= 678,86 ( N )
2
2

Thông số

Ký hiệu

Tiết diện đai

A

Đường kính bánh đai nhỏ

d1 ( mm )

125

Đường kính bánh đai lớn

d 2 ( mm )

250

Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ

d a1 ( mm )

131,6

Đường kính đỉnh bánh đai lớn

d a 2 ( mm )

256,6

Đường kính chân bánh đai nhỏ

d f 1 ( mm )

119,1

Đường kính chân bánh đai lớn

d f 2 ( mm )

244,1

Số đai

z

2

Chiều rộng đai

B ( mm )

35

12

Giá trị


Chiều dài đai

L ( mm )

1250

Khoảng cách trục

a ( mm )

324,6

Góc ôm bánh đai nhỏ

α1 ( ° )

158,04o

Lực căng ban đầu

F0 ( N )

172,88

Lực tác dụng lên trục

Fr ( N )

678,86

2.2.Tính toán bộ truyền cấp nhanh

2.2.1. Chọn vật liệu:
Với đặc tính của động cơ đã chọn cùng yêu cầu của đầu bài ra và quan điểm thống nhất hóa
trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau
Cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1] ta chọn :
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241...285 có

σ b1 = 850MPa, σ ch1 = 580 MPa

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240 có

σ b 2 = 750 MPa, σ ch 2 = 450 MPa

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn
10-15 .Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB2 = 230
2.2.2.Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta có:
σ Ho lim = 2 HB + 70

;

S H = 1,1

;

σ Fo lim = 1,8HB

;

S F = 1,75

Trong đó
σ Ho lim

và

σ Fo lim

:là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ

sở
SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245
13


Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 230
Vậy:
σ Ho lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa

σ Fo lim1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441MPa
σ Ho lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
σ Fo lim 2 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 MPa

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Theo 6-5/93[TL1]:

2,4
N H 0 = 30 H HB

Do đó:

N Ho1 = 30.2452,4 = 16.106
N Ho 2 = 30.230 2,4 = 13,9.10 6

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
N Fo = 4.106

(Vì chọn vật liệu là thép)

Xác định hệ số tuổi thọ:
k HL =

mH

mH 0
N HE

k FL =

mF

mF 0
N FE

;
mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 67/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

N HE =60.c.∑ (

Với

Ti :

Ti 3
) ni .ti
Tmax

N FE =60.c.∑ (

;

Ti mF
T
n
) .ni .ti = 60.c. 1 .∑ ( i ) mF .ti
Tmax
u1
Tmax

là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
14


ni :

là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

ti :

tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

c:

số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Tính bánh răng bị động:
N HE2 =60.c.∑ (

Ti 3 n1
t
710  3 15
25
40 
) . .∑ ti . i = 60.1.
. 1 . + 0,63. + 0,83 ÷.19200 = 12,7.10 7
Tmax u1
3, 29  80
80
80 
∑ ti

NHE2 > NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;
Lấy NHE2 = NHo2
N FE2 =60.c.∑ (

Ti mF
720  6 15

25
40 
) .ni .ti = 60.1.
. 1 . + 0, 66. + 0,86. ÷.19200 = 8, 2.107
Tmax
3.62  80
80
80 

NFE2 > NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự:
KFL1 =1
Tính bánh răng chủ động:
NHE1> NHE2 > NHo1
NFE1> NFE2 > NFo1
Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1;

KFL1 = 1

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:
6-1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]

[σH ] =

σ Ho lim
.Z R .ZV .K xH .K HL
SH

[σF ] =

σ Fo lim

.YR .Ys .K xF .K FC .K FL
SF

Trong đó:
ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1)
KxH

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

YR

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
15


Ys

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

KxF

:Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.

KFC

:Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ

SH ; SF
σ H lim

σFlim

: Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
:Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy

ZR.ZV.KxH = 1

và

YR.Ys.KxF = 1

Vậy ta có :

[σH ] =

σ H lim
.K HL
SH

[σ F] =

σ F lim
.K FL .K FC
SF

[ σ H ]1 =

σ H lim1
560
.K HL1 =
.1 = 509 ( MPa )
SH
1,1

[σH ]2 =

σ H lim 2
530
.K HL 2 =
.1 = 481,8 ( MPa )
SH
1,1

[ σ F ]1 =

σ F lim1
441
.K FL1.K Fc =
.1.1 = 252 ( MPa )
SF
1, 75

[σF ]2 =

σ F lim 2
414
.K FL 2 .K Fc =
.1.1 = 236, 6 ( MPa )
SF
1,75

Thay số:

Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có

[ σ H ] = [ σ H ] 2 = 481,8 ( MPa )
Ứng suất quá tải cho phép:
16


[ σ H ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 ( MPa )
[ σ F1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464 ( MPa )
[ σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360 ( MPa )
2.2.3. Tính toán cấp nhanh
2.2.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6-15a/96[TL1]
aw = K a ( u + 1) . 3

T1β.K H

[ σH ]

2

.u.ψba

Trong đó
aw : khoảng cách trục
a

K : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:

(

K a = 49,5 Mpa

Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được

1

3

)

T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1=43311,26

[ σH ]

: Ứng suất tiếp xúc cho phép

[ σ H ] = 481,8 ( MPa )

u : Tỉ số truyền u = 3,29
ψba =

=>

bw
aw

bw là chiều rộng vành răng

ψba = 0,3 ÷ 0,5

Chọn

ψba = 0,3

→ ψbd = 0,53.ψba . ( u + 1) = 0,53.0,3. ( 3, 29 + 1) = 0, 68
K Hβ

: Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp
xúc
17


K Hβ = 1, 038

Tra bảng 6-7/98[TL1] =>
aw = K a ( u + 1) . 3

T1β.K H

[ σH ]

2

.u.ψba

= 49, 5. ( 3, 29 + 1) . 3

43311, 26.1,38
= 123,3
481,82 .3, 29.0,3

mm
Lấy tròn aw = 124 mm
2.2.3.2. Xác định các thông số ăn khớp

÷
÷
Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,01 0,02).aw = 1,01 2,02

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 1,5
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=0o .
Theo 6-31/103[TL1]
Số bánh răng nhỏ:
z1 =

2.aw .cos β
2.124.cos 0
=
= 38,5
m. ( u1 + 1) 1,5 ( 3, 29 + 1)

Lấy tròn z1=39

Số bánh răng lớn:
z2 = z1.u = 39.3, 29 = 128,3

Lấy tròn z2=129

Tỉ số truyền thực tế sẽ là:
um =

Z 2 129
=
= 3.29
Z1 39

Góc ăn khớp αtw tính theo công thức 6-26/101[TL1]
cosαtw =

0
Z t .m.cosα ( Z1 + Z 2 ) .m.cos 20
( 39 + 129 ) .1,5.cos 200 = 0,95 ⇒ α = 18,190
=
=
tw
2.aw1
2.aw1
2.124

2.2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6-33/105[TL1]
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2.T1.K H . ( um + 1)
≤ [ σH ]
bw .um .d w21

18


Trong đó:
ZM :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số ZM tra trong

(

ZM = 274 Mpa

bảng 6-5/96[TL1].

1

3

)
ZH =

2.cosβ b
sin 2αtw

ZH :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc

ở đây βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgβb = cosαt.tgβ
với góc profin răng αt = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20°/cosβ) = 20°
Khoảng cách trục chia a=0,5m(
βb = arctg(cos200.tg0) = 0

z 2 + z1 )

/cosβ=0,5.1,5.(129+39)/1=126

αtw: Góc ăn khớp αtw=19o
ZH =

2.cos 0
= 1,93
sin(2.18,19)

=>
Zε

:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. Tính theo công thức6-36/105[TL1] mà:
ε β = bw .sin β / (π .1,5) = 0


 1
1 

1 
 1
ε α = 1,88 − 3, 2.  +

÷ .cosβ = 1,88 − 3, 2.  +
÷ .1 = 1, 77
Z
Z
39
129



 1
2 


⇒ Zε =

4 − εα
4 − 1, 77
=
= 0,86
3
3

KH: Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-39/106[TL1]
19


K H = K Hβ .K Hα .K Hv

Trong đó:
K Hβ

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng.
K Hβ = 1, 038

Tra bảng 6-7/98[TL1] =>
K Hα

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.

Bánh răng thẳng =>
K Hv

K Hα

=1,05

:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số

thức :
K HV = 1 +

ν H .bw .d w1
2.T1β.K H α.K H

ν H = δ H .g0 .v.
với

Vận tốc vòng :
Theo 6-40/106[TL1]
v=

π.d w1.n1 π.57,8.710
=
≈ 2,15 ( m / s )
60000
60000

d w1 =

với

2.aw
2.124
=
= 57,8
um + 1 3, 29 + 1

Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 8
Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]
→ δ H = 0, 006; g 0 = 56

ν H = 0, 006.56.2,15.

124
= 4, 43
3, 29

bw = ψba .aw = 0,3.124 = 37, 2 ( mm )

20

aw
um

K Hv

tính theo công


→ K HV = 1 +

ν H .bw .d w1
4, 43.37, 2.57,8
= 1+
= 1,1
2.T1β.K H α.K H
2.43311, 26.1, 038.1, 05
K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1, 038.1, 05.1,1 = 1,19

Vậy
Thay số:
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2.T1.K H . ( u m + 1)
2.43311, 26.1,19. ( 3, 29 + 1)
= 274.1,83.0,86.
= 448, 45
2
bw .um .d w1
37, 2.3, 29.57,82

Theo 6-1/91[TL1] và 6-1a/93[TL1]

[ σH ] ' =

σ oHlim
.Z R .ZV .K xH .K HL = [ σ H ] .Z R .ZV .K xH
SH

Trong đó :
ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việccấp chính xác 8
a

=> R

= 1, 25...0, 63 ( μm ) ⇒ Z R = 1

ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, độ rắn mặt răng nhỏ hơn 350MPa nên
ZV = 0,85.2,430,1 = 0, 9
KxH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.Đường kính vòng đỉnh răng
da<700mm => KxH = 1

[ σH ] ' =

Ta có

Mà chênh lệch

σ oHlim
.Z R .ZV .K xH .K HL = [ σ H ] .Z R .ZV .K xH = 481,8.0,9.1.1 = 433,62 ( MPa )

SH
σH > [ σH ] '

[ σ H ] '− σ H
[ σH ] '

=

433, 62 − 448, 45
= 0, 034 = 3, 4%
433, 62

ψ ba .aw .(σ H / [σ H ]') = 0,3.124.(

Tính lại bw : bw =
Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện
21

448, 45
) = 39, 78
433, 62


2.2.3.5. Kiểm nghiệm độ bền uốn
σF1 =

2.T1ε.K βF .Y 1.Y .YF
bw .d w1.m

Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có

≤ [ σ F1 ]

Trong đó:
T1 : Mômen xoắn trên trục chủ động

T1= 43311,26

m : Môđun pháp

m=1,5 (mm)

w

b : Chiều rộng vành răng

bw=39,78(mm)

w1

d

: Đường kính vòng lăn bánh chủ động

d w1 = 57,8 ( mm )

Yε =

Yε

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với

ε α = 1,77

1
1
=
= 0,56
ε α 1, 77

là hệ số trùng khớp ngang
β = 0 → Yβ = 1

β

Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
YF1,YF2 :Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
Z1
= Z1 = 39;
3
cosβ
= 129

ZV 1 =

Theo 6.18/109[TL1] ta có :

ZV 2

 Hệ số dịch chỉnh, tra bảng 6.18 ta có: YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6
KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF = KFβ.KFα.KFv
Trong đó
KFβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về uốn, tra bảng 6.7 ta có: KFβ = 1,096
K Fα - 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 ta có: KFα = 1,22
KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:
vFb w d w 2
K Fv = 1 +
2T2 K Fβ K Fα
(2.17)
22


v F = δ Fg 0 v

aw
um

Với
Trong đó các hệ số δF và g0 tra bảng 6.15 và 6.16 ta có: δF = 0,016; g0 = 56

⇒ v F = 0,016.56.2,15.
⇒ K Fv = 1 +

124
= 11,82
3,29

11,82.39, 78.57,8
= 1, 23
2.43311, 26.1, 096.1, 22

⇒ KF = KFβ.KFα.KFv = 1,096.1,22.1,23 = 1,64
⇒ σF1 =

2.43311, 26.1, 64.1.3, 7
= 85,35(MPa)
39, 78.57,8.1,5

⇒ σF2 =

85,35.3, 6
= 83, 24(MPa)
3, 7

σF1 = 85,35< [σF1] = 252(MPa)
σF2 = 83,24< [σF2] = 236,37 (MPa)
=> Vậy điều kiện đảm bảo độ bền uốn được thỏa mãn.

2.2.3.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1]
với Kqt = Tmax/Tdn = 2,2
σ H max = σ H K qt = 448, 45 2, 2 = 665,15 < [ σ H ] max =

1260 MPa
σ F 1max = σ F 1.K qt = 85,35.2, 2 = 187, 77 < [ σ F 1 ] max = 464 MPa
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 83, 24.2, 2 = 183,13 < [ σ F 2 ] max = 360( Mpa)

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu
2.2.3.7. Thông số và kích thước bộ truyền:
Thông số
Kí
Công thức tính
Khoảng cách trục

hiệu
a

a= 0,5.(d2 + d1 )
23

Kết

Đơn

quả
126

vị
mm


chia
Mô đun
Tỉ số truyền
Khoảng cách trục
Đường kính chia

Đường kính lăn

= 0,5m(z2 + z1)/cosβ
m
u
aw
d
dw

mm

aw=acosαt/cosαtw
d1=m.z1/cosβ

1,5
3,29
124
58,5

d2=m.z2/cosβ
dw1=2.aw/(u+1)

193,5
57,8

mm
mm

dw2= dw1.u

190,1

mm

6
61,5

mm

196,5

mm

da2=d2+2(1+x2- ).m
df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m

54,75

mm

df2=d2 - ( 2,5 - 2x2).m

189,7

mm

db1=d1cosα

5
54,9

mm

db2=d2cosα

181,8

mm

3
0
20o
18,19
39

Độ
Độ
Độ
Răng

129
0

Răng
mm

0

mm

∆y

Đường kính đỉnh răng da

da1=d1+2(1+x1-

).m

∆y

Đường kính đáy răng

Đường kính cơ sở

Góc nghiêng của răng
Góc prôfin gốc
Góc ăn khớp
Số bánh răng

df

db

β
α
αtw
z1

Theo TCVN1065-71
αtw=arccos(a.cosαt/aw)

z2
Tổng hệ số dịch chỉnh xt

xt=[(z2 + z1)(invαtw – invαt)]/(2.tgα)

x1
Hệ số trùng khớp

x2
εα

0
1,77
ε α = [ z1.tgα a1 + z2 .tgα a 2 + ( z2 + z1 ).tgαtw ] /(2
π)

ngang

2.2.4. Bộ truyền cấp chậm: Bánh trụ răng thẳng
Theo công thức 6-15a/96[TL1]
aw = K a ( u + 1) . 3

T2β.K H

[ σH ]

2

.u.ψba

Do hộp giảm tốc là hộp giảm tốc 2 cấp dạng đồng trục nên ta lấy aw = 124mm
24

mm
mm

mm


2.2.4.1. Xác định các thông số ăn khớp

÷

÷

Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,01 0,02).aw = 1,17 2,24
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 1,5
Theo 6-31/103[TL1]
2.aw .cos β 2 × 124 × cos 0
z1 =

m. ( u2 + 1)

=

1,5 ( 3, 29 + 1)

Số bánh răng nhỏ:
Lấy tròn z1=39

Số bánh răng lớn:
z2 = uz1 = 3, 29 × 39 = 128,31

= 38,5

Lấy tròn z2 =129

Tỉ số truyền thực tế sẽ là:
um =

z2 129
=
= 3, 29
z1 39

Góc ăn khớp αtw tính theo công thức 6-26/101[TL1]

zt m cos α ( 129 + 39 ) × 2 × cos 20
=
= 0,95 ⇒ α tw = 18,19o
2aw
2 ×124
o

cos α tw =

2.2.4.2. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta có:
σ Ho lim = 2 HB + 70

Trong đó
σ Ho lim

và

;

S H = 1,1

;

σ Fo lim = 1,8HB

;

S F = 1, 75

:
σ Fo lim

là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với

chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB3 = 260
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB4 = 245
Vậy:
σ Ho lim3 = 2 HB3 + 70 = 2.260 + 70 = 590 MPa

σ Fo lim3 = 1,8HB3 = 1,8.260 = 468MPa

25

số