Thuyết minh và tính toán đồ án thiết kế máy

TÀI LIỆU CỦA MÌNH BAO GỒM:
1. FILE THUYẾT MINH (WORD)
2. FILE TÍNH TOÁN BẢN THUYẾT MINH (EXEL)
3. FILE BẢN VẼ CHẾ TẠO BÁNH RĂNG (CAD)
4. FILE BẢN VẼ LẮP(CAD)
RIÊNG FILE TÍNH TOÁN, BAN CÓ THỂ THAY ĐỔI MỘT VÀI CÔNG
THỨC CƠ BẢN THÌ CÓ THỂ GIÚP MÌNH TÌNH TOÁN NHANH CẢ
NHỮNG HỘP GIẢM TỐC (HGT) KHAI TRIỂN, HGT PHÂN ĐÔI, HGT
ĐỒNG TRỤC, HGT BÁNH RĂNG NÓN.
DƯỚI ĐÂY MÌNH CHỤP HÌNH LẠI FILE TÍNH TOÁN CHO CÁC BẠN
XEM ĐỂ CÓ THỂ HIỂU RÕ ĐƯỢC FILE CỦA MÌNH NHƯ THẾ NÀO.
CHÚC CÁC BẠN CÓ THỂ LÀM TỐT MÔN ĐỒ ÁN THIẾT KẾ. MÌNH
NGHĨ NÓ SẼ GIÚP RẤT NHIỀU CHO CÁC BẠN KHI CÓ SAI SÓT GÌ
MÀ KHÔNG CẦN SỢ PHẢI TÍNH TOÁN LẠI TỪ ĐẦU.

1


2


3


4


5


Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:

1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ.
2- Bộ truyền đai thang.
3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh.
4- Nối trục đàn hồi.
5- Thùng trộn. (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ).
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục thùng trộn P, kW : 7 kW.
Số vòng quay trên trục thùng trộn n,v/ph : 55 v/ph.
Thời gian phục vụ L, năm: 3 năm.
Số ngày làm trên năm Kng , ngày: 210 ngày.
Số ca làm trong ngày, ca: 1 ca.
Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ.
Chế độ tải:

T1 = T ;

T2 = 0,6T ;

T3 = 0,8T ;

t1= 15s ;

t2 = 30s ;

t3 = 18s ;

6


YÊU CẦU

01 bản thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0, 01 bản vẽ chi tiết.

NỘI DUNG THUYẾT MINH
1. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.
2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
a. Tính toán bộ truyền hở (đai hoặc xích).
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh rang hoặc trục vít).
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực
d. Tính toán thiết kế trục và then.
e. Chọn ổ lăn và nối trục.
f. Chọn thân máy,bu long và các chi tiết phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.
4. Tài liệu tham khảo

7


MỤC LỤC
Trang
MỤC LỤC ……….…………………………………………………………………………….3
LỜI NÓI ĐẦU…………………………………………………………………………………..4
PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN…….....5
PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ……………….......………………10
2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN………………………………......10
2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ……………………………..…….……....14
2.3 KIỂM TRA BÔI TRƠN NGÂM DẦU……………………………………………….27
2.4 CHỌN NỐI TRỤC……………………………………………………………........…28
2.5 THIẾT KẾ TRỤC-CHỌN THEN…………………………………………....……….29
2.6 TÍNH TOÁN Ổ LĂN…………………………………………………………………40
2.7 CHỌN THÂN MÁY,BU LÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ………………………....45

PHẦN 3: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP……………………………………………………...51
KẾT LUẬN…………………………………………………………………………………..…53
TÀI LIỆU THAM KHẢO………………………………………………………………….…...54

8


LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt
khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc
thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc
hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ
thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó
đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống
truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc,
qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ kỹ thuật, Chi
tiết máy, Vẽ kỹ thuật, Vẽ thiết kế bằng máy tính ...; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan
về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc
thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào
đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ cơ khí,
đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy ………., các thầy cô và các bạn trong khoa Cơ Khí đã
giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong
nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn.

Sinh viên thực hiện

9


PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ
TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ
1.1.1 Xác định công suất sơ bộ
Công suất cần thiết của hệ:
𝑃. 𝐾𝑡𝑑
𝑃𝑐𝑡 =
𝜂𝑐ℎ
Trong đó:
- 𝜂𝑐ℎ : hiệu suất cả hệ thống.
- 𝑃𝑐𝑡 : công suất cần thiết.
-P

: công suất trên trục công tác.

- 𝐾𝑡𝑑 : hệ số tương đương đổi công suất làm việc sang công suất đẳng trị.
Theo dữ kiện đề bài và các số liệu được tra cứu trong tài liệu [1], ta có:
- Công suất trên trục công tác 𝑃 = 7 𝑘𝑊.
- Hiệu suất cả hệ thống:
𝜂𝑐ℎ = 𝜂𝑏𝑟𝑛 . 𝜂𝑏𝑟𝑐 . 𝜂𝑜𝑙 4 . 𝜂đ . 𝜂𝑛𝑡 = 0,97.0,97. 0,99 4 . 0,96.1 = 0,87
Với:
𝜂𝑏𝑟𝑛 - hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh.
𝜂𝑏𝑟𝑐 - hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm.
𝜂𝑜𝑙

- hiệu suất của các ổ lăn (4 cặp ổ lăn) .

𝜂đ

- hiệu suất của bộ truyền đai thang.

𝜂𝑛𝑡

- hiệu suất của nối trục ( Ta chọn 𝜂𝑛𝑡 = 1).

Tra giá trị các hiệu suất trên trong bảng 2.3 trong tài liệu [1] ta thu được kết quả sau:
𝜂𝑏𝑟𝑛 = 0,97;

𝐾𝑡𝑑 =

√

𝜂𝑏𝑟𝑐 = 0,97 ;

𝜂𝑜𝑙 = 0,99;

𝑇𝑖 2
) . 𝑡𝑖
𝑇𝑚𝑎𝑥
∑𝑛𝑖=1 𝑡𝑖

∑𝑛𝑖=1 (

12 . 15 + 0,62 . 30 + 0,82 . 18
√

=
= 0,77
15 + 30 + 18

10

𝜂đ = 0,96;


Vậy công suất cần thiết của hệ là:
𝑃. 𝐾𝑡𝑑 7.0,77
𝑃𝑐𝑡 =
=
= 6.2𝑘𝑊
𝜂𝑐ℎ
0,87
1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ
Tỉ số truyền chung của hệ:
𝑢𝑐ℎ𝑢𝑛𝑔 = 𝑢ℎ𝑔𝑡 . 𝑢đ
Tra giá trị các hiệu suất trên trong bảng 2.4 trong tài liệu [1] ta thu được kết quả sau:
- Đối với bộ truyền đai thang, ta chọn 𝑢đ = 2,45.
- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh, tỉ số truyền 𝑢ℎ𝑔𝑡
được chọn trong khoảng 8 ÷ 40. Ta chọn 𝑢ℎ𝑔𝑡 = 10,8
Vậy tỉ số truyền sơ bộ như sau:
𝑢𝑐ℎ = 𝑢ℎ𝑔𝑡 . 𝑢đ = 10,8.2,45 = 26,46
Ta có số vòng quay làm việc của thùng trộn tải là:
𝑛 𝑙à𝑚 𝑣𝑖ệ𝑐 = 55 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡
Từ các số liệu ở trên, số vòng quay sơ bộ là:
𝑛 độ𝑛𝑔 𝑐ơ = 𝑛 𝑙à𝑚 𝑣𝑖ệ𝑐 . 𝑢𝑐ℎ = 55.26,46 = 1455,3 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡
1.1.3 Chọn động cơ

Ta có :
𝑃độ𝑛𝑔 𝑐ơ ≥ 𝑃𝑐ầ𝑛 𝑡ℎ𝑖ế𝑡
Từ 𝑃𝑐ầ𝑛 𝑡ℎ𝑖ế𝑡 = 6,2𝑘𝑊 và 𝑛 độ𝑛𝑔 𝑐ơ = 1455,3 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡 ta chọn được động cơ có
thông số :

Kiểu động cơ
4A100S4Y3

Công

Vận tốc

suất(kW)

quay(vòng/phút)

7,5

1455

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:
Tỉ số truyền thực sự là:
𝑛 độ𝑛𝑔 𝑐ơ 1455
𝑢𝑐ℎ = 𝑢ℎ𝑔𝑡 . 𝑢đ =
=
= 26,45
𝑛 𝑙à𝑚 𝑣𝑖ệ𝑐
55
Tính lại tỷ số truyền hộp giảm tốc:
- Tỷ số truyền chọn sơ bộ là 𝑢ℎ𝑔𝑡 = 10,8

11

𝒄𝒐𝒔𝝋

𝜼%

0,86

87,5


- Ta có 𝑢ℎ𝑔𝑡 = 𝑢𝑏𝑟𝑛 . 𝑢𝑏𝑟𝑐 và 𝑢𝑏𝑟𝑛 = 1,2. 𝑢𝑏𝑟𝑐
- Tỷ số truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm là:
10,8
𝑢𝑏𝑟𝑐 = √
=3
1,2
- Tỷ số truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh là
𝑢𝑏𝑟𝑛 = 1,2.3 = 3,6
- Vậy tỷ số truyền hộp giảm tốc là:
𝑢ℎ𝑔𝑡 = 𝑢𝑏𝑟𝑛 . 𝑢𝑏𝑟𝑐 = 10,8
- Sai số tỷ số truyền hộp giảm tốc:
∆=

|10,8−10,8|
10,8

. 100% = 0% < 5%

Tỷ số truyền bộ truyền đai thang:

𝑢𝑐ℎ
26,45
𝑢đ =
=
= 2,45
𝑢ℎ𝑔𝑡
10,8
1.3 LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH
1.3.1 Tính toán công suất trên các trục:
Mặc dù ta chọn động cơ bằng công suất đẳng trị nhưng khi tính toán cho bảng thông
số kỹ thuật, ta lại dùng động cơ làm việc tối đa.
Công suất trên trục 3:
𝑃𝑐ô𝑛𝑔 𝑡á𝑐
6,2
𝑃𝐼𝐼𝐼 =
=
= 6,34( 𝑘𝑊 )
𝜂𝑛𝑡 . 𝜂𝑜𝑙 2 1. 0,992
Công suất trên trục 2:
𝑃𝐼𝐼𝐼
6,34
𝑃𝐼𝐼 =
=
= 6,6(𝑘𝑊 )
𝜂𝑏𝑟𝑐 . 𝜂𝑜𝑙 0,97.0,99
Công suất trên trục 1:
𝑃𝐼𝐼
6,6
𝑃𝐼 =
=

= 6,87(𝑘𝑊 )
𝜂𝑏𝑟𝑛 . 𝜂𝑜𝑙 0,97.099
Công suất trên trục động cơ:
𝑃𝐼 6,87
𝑃đ𝑐 =
=
= 7,16 (𝑘𝑊)
𝜂đ 0,96
Ta thấy rằng công suất làm việc 𝑃đ𝑐 (7,16kW) nhỏ hơn công suất định mức của động
cơ đã chọn (7,5 kW). Vì vậy, ta không cần phải chọn lại động cơ.

12


1.3.2 Tính toán số vòng quay các trục:
Số vòng quay của trục I:
𝑛 đ𝑐 1455
𝑛𝐼 =
=
= 594 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡 )
𝑢đ
2,45
Số vòng quay của trục II:
𝑛𝐼
485
𝑛 𝐼𝐼 =
=
= 165(𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)
𝑢𝑏𝑟𝑛
3,6

Số vòng quay của trục III:
𝑛 𝐼𝐼 149
𝑛 𝐼𝐼𝐼 =
=
= 55 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)
𝑢𝑥
3
Số vòng quay của trục công tác:
𝑛 𝐼𝐼𝐼 = 𝑛 𝑐𝑡 = 55(𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)
1.3.3 Tính toán moment xoắn trên các trục:
Moment xoắn trên trục động cơ
𝑃đ𝑐
7,16
𝑇đ𝑐 = 9,55. 106
= 9,55. 106
= 46971(𝑁. 𝑚𝑚)
𝑛 đ𝑐
1455
Moment xoắn trên trục I
𝑃𝐼
6,78
𝑇𝐼 = 9,55. 106 = 9,55. 10 6
= 110475(𝑁. 𝑚𝑚 )
𝑛𝐼
594
Moment xoắn trên trục II
𝑃𝐼𝐼
6,6
𝑇𝐼𝐼 = 9,55. 106
= 9,55. 106

= 381922(𝑁. 𝑚𝑚 )
𝑛 𝐼𝐼
165
Moment xoắn trên trục III
𝑃𝐼𝐼𝐼
6,34
𝑇𝐼𝐼𝐼 = 9,55. 106
= 9,55. 106
= 1100279 (𝑁. 𝑚𝑚)
𝑛 𝐼𝐼𝐼
55
Moment xoắn trên trục công tác:
𝑃𝑐𝑡
6,2
𝑇𝑐𝑡 = 9,55. 106
= 9,55. 106
= 1078384 (𝑁. 𝑚𝑚)
𝑛 𝑐𝑡
55

13


1.3.4 Bảng đặc tính:
Trục
Thông số
Công suất P (kW)
Tỉ số truyền 𝑢

ĐC

I

II

III

Công tác

7,5

6,78

6,6

6,34

6,2

2,45

3

3,6

1

Số vòng quay n (vòng/phút)

1455

594

165

55

55

Moment xoắn T (N.mm)

46971

110475

381922

1100279

1078384

14


PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1.1 Thông số thiết kế
Công suất : 𝑃đ = 7.5 (𝑘𝑊 )
Số vòng quay bánh dẫn: 𝑛1 = 1455 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)

Tỉ số truyền: 𝑢đ = 2,45
Moment xoắn:𝑇1 = 46971 (𝑁. 𝑚𝑚 )
2.1.1 Chọn dạng đai:
Ta có công suất : 𝑃đ𝑐 = 7.5 (𝑘𝑊 ) và 𝑛1 = 1455 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡), theo đồ thị hình 4.22
trong tài liệu [1], ta chọn đại loại B.
Dựa vào bảng 4.13 [1], ta có bảng số liệu sau:
Dạng đai
Đai thang

Ký

bt ,

b,

h,

y0,

A,

Chiều dài đai,
mm
800 ÷ 6300

hiệu

mm

mm

mm

mm

mm2

B

14

17

10,5

4

138

d1, mm
140 ÷ 280

2.1.1 Tính đường kính bánh đai nhỏ 𝒅𝟏 :
Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑1= 160 (mm)
Giả sử hệ số trược tương đối là : 𝜉 = 0,01.
𝑑2 = 𝑢. 𝑑1 . (1 − 𝜉) = 2,45.160. (1 − 0,01) = 388 (𝑚𝑚)
Theo giá trị tiêu chuẩn ta chọn 𝑑2 = 400(mm)
Tỷ số truyền thực tế:
𝑑2
𝑢=

= 2,53
𝑑1 (1 − 𝜉)
Sai lệch với giá trị chọn trước là 3% (thõa điều khiện nhỏ hơn hoặc bằng 3% -5%)
2.1.1 Vận tốc đai :
𝑣1 =

𝜋.𝑑1.𝑛1
60 000

=

𝜋.160.1455
60 000

= 12,19(𝑚/𝑠)

2.1.1 Khoảng cách trục và chiều dài tính toán của đai:
Ta có thể chọn sơ bộ 𝑎 ≈ 1,2. 𝑑2 = 480 𝑚𝑚 .
Chiều dài tính toán của đai là:
𝜋. (𝑑2 + 𝑑1 ) (𝑑2 − 𝑑1 )2
𝐿 𝑡𝑡 = 2. 𝑎 +
+
= 1870(𝑚𝑚)
2
4. 𝑎

15


Theo tiêu chuẩn chọn L = 1900 (mm) = 1,9 (m)

Tính toán lại khoảng cách trục a:
𝑎=

𝑘 + √𝑘 2 − 8. ∆2
4

- Trong đó:
𝑑2 − 𝑑 1

∆=

2

𝑘 = 𝐿−𝜋

=

400 − 160

𝑑2 + 𝑑1

2

= 120 (𝑚𝑚)

= 1020 (𝑚𝑚)
2
- Vậy khoảng cách trục a tính lại là:
𝑎=

1020 + √10202 − 8. 1202
4

= 626(𝑚𝑚)

2.1.1 Số vòng chạy của đai trong một giây:
𝑣 12,19
𝑖= =
= 6,4 𝑠 −1 < 10𝑠 −1
𝐿
1,9
Vậy điều kiện số vòng chạy của đai trong một giây được thỏa.
2.1.1 Góc ôm bánh đai nhỏ:
𝛼1 = 180 0 − 57.

𝑑2 − 𝑑1
𝑎

= 158 = 2,76 𝑟𝑎𝑑

2.1.1 Các hệ số sử dụng:
Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:
𝛼1

158

𝐶𝛼 = 1,24. (1 − 𝑒 −110 ) = 1,24. (1 − 𝑒 −110 ) = 0,95
Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:
𝐶𝑣 = 1 − 0,05. (0,01𝑣 2 − 1)
= 1 − 0,05. (0,01. 12,19 2 − 1) = 0,976

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền u:
𝐶𝑢 = 1,135𝑣ì 𝑢 = 2,45 ≥ 2,4
Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 1.
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Kđ = 1,1 (Do làm việc 1 ca, động cơ điện 1
chiều, tải va đập nhẹ)
Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

16


6 1900
6 L
𝐶𝐿 = √ = √
= 0,97
L0
2240

Theo bảng 4.8, ta chọn [P 0] = 2,69 kW khi d =160 mm, V = 12,19(m/s) và đai thang
loại B.
2.1.1 Xác định số dây đai:
𝑧≥

𝑃đ . 𝐾đ
[𝑃0 ]. 𝐶𝛼 . 𝐶𝑢 . 𝐶𝐿 . 𝐶𝑧 . 𝐶𝑣

= 2,48
Vậy ta chọn z =3.
Với z = 3 suy ra 𝐶𝑧 = 0,95.
Ta kiểm nghiệm lại z = 2,61 . Do đó ta vẫn chọn z = 3 thỏa.
2.1.1 Chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai:

Theo bảng 4.4, ta chọn e = 12,5 mm và t = 19 mm.
𝐵 = 2. 𝑒 + (𝑧 − 1) . 𝑡 = 63 (𝑚𝑚)
Đường kính ngoài bánh đai với ho = 4,2 mm.
𝑑𝑎 = 𝑑 + 2. ℎ0 = 168,4 (𝑚𝑚)
2.1.1 Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục:
Lực căng ban đầu:
F0 = 780. P1 .K đ /(𝑣. Cα . 𝑧)+Fv
- Lực vòng có ích: Fv = q m . 𝑣 2 = 26,5(𝑁) với q m = 0,178 và v = 12,19 m/s
- Do đó, giá trị lực căng ban đầu là:
Kđ
F0 = 780. P1 .
+Fv = 211,7(𝑁)
𝑣. Cα . 𝑧
Lực tác dụng lên trục:
𝛼1
𝐹𝑟 = 2𝐹0 . 𝑧. sin ( ) = 1247(𝑁)
2
2.1.1 Bảng thông số bộ truyền đai thang:
Thông số đai thang loại B:
Dạng đai
Đai thang

Ký

bt ,

b,

h,

y0,

A,

Chiều dài đai,

hiệu

mm

mm

mm

mm

mm2

mm

B

14

17

10,5

4

138

800 ÷ 6300

17

d1, mm
140 ÷ 280


Các thông số đã tính:
Thông số

Kí hiệu

Giá trị

Vận tốc đai

𝑣1

12,19 m/s

Đường kính đai nhỏ

𝑑1

160 mm

Đường kính đai lớn

𝑑2

400 mm

Khoảng cách đai

𝑎

626 mm

Chiều dài đai

𝐿

1900 mm

Số đai

𝑧

3

Chiều rộng đai

𝐵

63 mm

Đường kính ngoài bánh đai

𝑑𝑎

168,4 mm

Lưc căng đai

𝐹0

211,7 N

Lực tác dụng lên trục

𝐹𝑟

1247 N

18


2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
2.2.1 Thông số thiết kế:
Thời gian phục vụ :L = 3 năm.
Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 210 ngày/năm, 1 ca/ngày, 8 tiếng /ca.
Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng);
- Tỷ số truyền :
- Số vòng quay trục dẫn:

ubr1 = 3,6
n1 = 594

- Momen xoắn T trên trục dẫn :

T1 = 110475

(vòng/phút)
Nmm

Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng);
- Tỷ số truyền :

ubr2 = 3

- Số vòng quay trục dẫn:

n2 = 165

- Momen xoắn T trên trục dẫn :
T2 = 381922
2.2.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh

(vòng/phút)
Nmm

2.2.2.1 Chọn vật liệu:
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 tài
liệu [1] ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:
- Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb1=850Mpa,
σch1 =580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=250HB.
- Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2=750Mp

σch2 =450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2 =230HB.
2.2.2.2 Xác định ứng suất cho phép:
Số chu kì làm việc cơ sở:
- NHO1 = 30HB1 2,4 = 30.250 2,4 = 1,7.10 7 (chu kì)
- NHO2 = 30HB2 2,4 = 30.230 2,4 = 1,39.10 7 (chu kì)
- NFO1 = NFO2 = 4.10 6 (chu kì)

Tuổi thọ Lh =3.210.1.8 = 5040(giờ)
Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng
𝑁𝐻𝐸1 = 60𝑐 ∑ (
𝑁𝐻𝐸2 =
𝑁𝐹𝐸1

𝑁𝐻𝐸1
𝑢

𝑚𝐻⁄
2

𝑇𝑖
𝑇𝑚𝑎𝑥

)

𝑛𝑖 𝑡𝑖 = 8,75 × 107 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ì)

= 2,43 × 10 7 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ì)

= 60𝑐 ∑ (

𝑇𝑖
𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑚ℎ

)

𝑛 𝑖 𝑡𝑖 = 6,54 × 107 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ì)

19


𝑁𝐹𝐸2 =

𝑁𝐹𝐸1

= 1,82 × 10 7 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ì)

𝑢

𝑁𝐻𝐸1 > 𝑁𝐻𝑂1
𝑁
> 𝑁𝐻𝑂2
Ta thấy { 𝐻𝐸2
nên chọn NHE = NHO để tính toán.
𝑁𝐹𝐸1 > 𝑁𝐹𝑂1
𝑁𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂2
Suy ra KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1.
Theo bảng 6.2 trong tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70

Bánh chủ động :

𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚1 = 2𝐻𝐵1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 𝑀𝑃𝑎

Bánh bị động :

𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚2 = 2𝐻𝐵2 + 70 = 2.230 + 70 = 530

𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8𝐻𝐵

- Giới hạn mỏi uốn:

𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚1 = 1,8𝐻𝐵1 = 1,8 .250 = 450 𝑀𝑃𝑎

Bánh chủ động :

Bánh chủ động :
𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚2 = 1,8𝐻𝐵2 = 1,8.230 = 414 𝑀𝑃𝑎
Ứng suất tiếp xúc cho phép là:
- Tính toán sơ bộ : [𝜎𝐻 ]=𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚

[𝜎𝐻1 ]=𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚1
[𝜎𝐻2 ]=𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚2

𝐾𝐻𝐿1
𝑆𝐻
𝐾𝐻𝐿2
𝑆𝐻

𝐾𝐻𝐿
𝑆𝐻

=570×
=530×

với sH = 1.1 (thép 45 tôi cải thiện) nên:
1

=518,82MPa

1,1
1

=481,82 MPa

1,1

- Do tính bánh răng nghiêng nên chọn:

[𝜎𝐻 ]=

[𝜎𝐻1 ]+[𝜎𝐻2 ]
2

= 500 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐻𝑚𝑖𝑛 ]. 1,25 = 602,3𝑀𝑃𝑎

[𝜎𝐻1 ]𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝑐ℎ𝑚𝑎𝑥1 . 2,8 = 580.2,8 = 1624 𝑀𝑃𝑎
[𝜎𝐻2 ]𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝑐ℎ𝑚𝑎𝑥2 . 2,8 = 450.2,8 = 1260 𝑀𝑃𝑎

Ứng suất uốn cho phép:
[𝜎𝐹 ]=𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚

𝐾𝐹𝑐 .𝐾𝐹𝐿
𝑆𝐹

Với KFC = 1 (do quay 1 chiều), SF =1.75 – tra bảng 6.2 trong tài liệu [1] nên:
[𝜎𝐹1 ]=450
[𝜎𝐹2 ]=414

1×1
1,75
1×1
1,75

=257,14 ( MPa)
=236,57 ( MPa)

Ứng suất quá tải cho phép:
[𝜎𝐻 ]𝑚𝑎𝑥 = 2,8𝜎𝑐ℎ2 = 2,8.450 = 1260

20

𝑀𝑃𝑎


[𝜎𝐹1 ]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ1 = 0,8.580 = 464 𝑀𝑃𝑎
[𝜎𝐹2 ]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ2 = 0,8.450 = 360 𝑀𝑃𝑎
2.2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức (6.15a) trong tài liệu [1] ta có:

T1KHβ

3

aw = Ka(u1 +1)√

ψ ba[σH]2 u1

= 145,2 mm

Với :
- Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu
[1]).
- T1=110475 Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động.
- ψba = 0,35; ψbd =

ψ ba(u+1)
2

= 0,85

- K Hβ = 1,128: trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng.với
ψbd =0,85 tra bảng 6.7 trong tài liệu [1].
Với kết quả aw tính được ta chon khoảng cách trục tiêu chuẩn aw = 160 mm.
2.2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp:
Mô đun bánh răng mn = (0.01 ÷ 0.02) aw = 1,6 ÷ 3,2 (mm),theo bảng trị số tiêu
chuẩn 6.8 trong tài liệu [1] chọn mn = 2 (mm).
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 200 .
Theo (6.31) trong tài liệu [1] số răng bánh nhỏ:
Z1 =

2a w.cos(β )
mn (u+1)

= 32,68 răng, lấy Z1 = 33 răng

Số răng bánh lớn :
Z2 = u1.z1 = 33.3,6 =119 răng lấy z2 = 119 răng
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
um =

z2
z1

=

119
33

= 3,606

Góc nghiêng răng :
β = arccos

mn(u+1)Z1
2a w

= 18,2 0

2.2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

21


σH =

ZM ZH Zε
dw1

√

2T1 K H (um + 1)
bw u

Trong đó:
1

- ZM = 274 MPa3 :hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5
tài liệu [1])
- ZH :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:theo công thức (6.34) tài liệu [1]
ZH = √

2 cos β b
sin (2αtw)

= 1,69

Với :
βb là góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở:

βb = arctg[cos(αt ). tgβ] = 17,060
αt là góc profin răng:
αt = αtw = arctg [

tgα
cosβ

] = arctg [

tg200

cos14,530

] = 20,96 0 (αtw là góc ăn khớp)

- Zε:Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,xác định như sau:
- Hệ số trùng khớp dọc:
εβ =

bw sin(β)
πm

=

a wψ ba sin(β)
πm

= 2,78 > 1

- Hệ số trùng khớp ngang:

εα = [1,88 − 3,2 (

1
Z1

+

1
Z2

)] cos β = 1,67

- Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu [1] :
1

1

Zε = √ = √
= 0,77
ε
1,66
α

- KH – hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc:theo công thức (6.39) tài liệu [1]:
K H = K Hα K HβK Hv
- K Hβ = 1,1:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
- Theo (6.40) tào liệu [1],vận tốc vòng của bánh chủ động:

v=

πd w1n 1
6×104

= 2,16 m/s.

Trong đó đường kính vòng lăn chủ động:
2aw
dw1 =
= 69,6 mm
um + 1
- Với v = 2,16 (m/s) < 4 (m/s) theo bảng 6.13 trong tài liệu [1] dùng cấp chính xác 9.

22


Và v = 2,16 (m/s) < 2,5 m/s ta chọn: K Hα = 1,13.
- Theo công thức (6.42) trong tài liệu [1], ta có :
aw
vH = δH . g 0 . v. √
= 2,1
um
Với δH = 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 trong
tài liệu [1]);g 0 = 73:hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16
trong tài liệu [1]).
- K Hv = 1 +

vH.bw .d w1
2.T1.KHβ KHα

= 1,03

- Vậy K H = K Hα K Hβ KHv = 1,31

- Bề rộng vành răng : bw = aw ψba = 160.0,35 = 56 ( mm)
Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc là:
σH =

ZM ZH Zε
dw1

√

2T1 K H (um + 1)
bw um

σH = 419,5MPa (1)
Theo (6.1) với v =2,16 (m/s) <5(m/s), Zv=0.85V 0.1 = 0,918 , do cần gia công độ
nhám Ra = 2,5 μm nên Zr = 0,95, với vòng đỉnh bánh răng da <700 mm, K xH = 1,do đó
theo (6.1) và (6.1) tài liệu [1]:
[σH ]cx = [σH ]. ZV . ZR . K xH = 436 MPa (2)
Như vậy từ (1) và (2) ta có σH < [ σH ],cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Điều kiện bền uốn:
σF =

2T1KF Yε YβYF1
bw d w1m

≤ [σ F ]

- Xác định số răng tương đương:
Zv1 =

Z1
cos3 β

= 38

Zv2 =

Z2
cos3 β

= 139
m

- Theo bảng 6.7 tài liệu [1],K Fβ = 1,26,theo bảng 6.14 với v = 2,16 ( ) và cấp chính
s

xác 9, K Fα = 1,37,theo (6.47) tài liệu [1] hệ số:
aw
vF = δF g 0 v√ = 6,3
u
(trong đó δF = 0,006 theo bảng 6.15, g 0 = 73 theo bảng 6.16)

23


K Fv = 1 +

vF bw dw1
2T1 K Fβ KFα

= 1,064

Vậy K F = K Fα K Fβ KFv = 1,4.1,21.1,16 =1,84
- Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 tài liệu [1]
- Đối với bánh dẫn :

YF1 = 3,72

- Đối với bánh bị dẫn : YF2 = 3,6
-

Y

=

1



- Yβ = 1 −

=

1
1,67

β
140

= 0,6 :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

= 0,87:hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Với m = 2 mm , YS = 1,08 - 0,06951.ln(m) = 1,032, YR =1(bánh răng phay),
KxF =1(da < 400mm),do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:
[σF1 ] = [σF1 ]YR Ys K xF = 252.1.1,032.1
= 265 MPa
[σF2 ] = [σF2 ]YR Ys K xF = 236,57.1.1,032.1 = 244 MPa
- Độ bền uốn tại chân răng
2T1 K F Yε Yβ YF1
σF1 =
101 MPa < [σF1 ] = 265 MPa
bw dw1 m
σF1 YF2 71,84.3,6
σF2 =
=
= 98 MPa < [σF2 ] = 244 MPa
YF1
3,84
2.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải:
1
K qt =
= 1,3
K td
- Theo 6.48 tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải:

σHmax = [σH ]. √K qt = 478 MPa < [σH2 ]max = 1260 MPa
- Theo 6.49 tài liệu [1]:
σF1max = σF1 . K qt = 131,5MPa < [σF1 ]max = 464 MPa
σF2max = σF2 . K qt = 127 MPa < [σF2 ]max = 360 MPa

24


2.2.2.8 Lực tác dụng lên bộ truyền:
Lực tiếp tuyến:
Ft1 =Ft2 =

𝑇1
𝑑1

= 1588 𝑁

Lực hướng tâm:
Fr1 =Fr2 =

𝐹𝑡×tan200
cos 18,20

= 608,5 𝑁

Lực dọc trục
Fa1 =Fa2 =𝐹𝑡 × tan 18,20 = 522 𝑁
2.2.2.9 Bảng thông số và kích thước bộ truyền
Thông số

Bánh dẫn

Bánh bị dẫn

(Z1)

(z2)

Khoảng cách trục

160 mm

Modul pháp

mn =2 (mm)

Góc nghiêng răng

𝛽 =18,2

Tỉ số truyền

𝑢𝑚 = 3,6

Chiều rộng vành răng

56 mm

Hệ số dịch chỉnh

X1 = 0

X2 = 0

Số răng

33

119

Đường kính vòng chia

69,5 mm

250,5 mm

Đường kính vòng đỉnh

73,5mm

254,5 mm

Đường kính vòng chân

64,5mm

245,5 mm

25