THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC:CHI

TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Cao Tiến Tùng
Ngành đào tạo: Công Nghệ Kĩ Thuật Cơ Khí
Giáo viên hướng dẫn: TS. Nguyễn Thượng Hiền
Ngày hoàn thành:
Ngày bảo vệ:
ĐỀ TÀI
Đề số 6: THIẾT KẾ

HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án số:07

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm bánh răng trụ 2
cấp đồng trục; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- thùng trộn.

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 1

Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục thùng trộn, P(KW)= 9.5
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) = 63
Thời gian phục vụ, L(năm)= 5
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 250 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
Chế độ tải: T1 = T ; t1=11 giây; T2 =0.85T ; t2=44 giây
YÊU CẦU
01 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 các bộ truyền hở (đai hoặc xích).
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, 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 lông và các chi tiết phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.
4. Tài liệu tham khảo.

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 2


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

MỤC LỤC
Trang
MỤC LỤC................................................................................................................................ 3
LỜI NÓI ĐẦU ........................................................................................................................ 5
PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN...........6
1.1. Chọn động cơ.................................................................................................................. 6
1.2. Phân bố tỷ số truyền........................................................................................................7
1.3. Bảng đặc tính.................................................................................................................. 8
PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY......................................................9
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN.........................................................9
2.1.1. Xác định thông số xích và bộ truyền........................................................................10
2.1.2. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền............................................................................11
2.1.3. Đường kính đĩa xích.................................................................................................11
2.1.4. Xác định lực tác dụng lên trục..................................................................................12
2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.......................................................................12
2.2.1. Cấp chậm:bánh răng trụ răng nghiêng......................................................................12
2.2.1.1. Chọn vật liệu.....................................................................................................12
2.2.1.2. Xác định hệ số tuổi thọ ....................................................................................13
2.2.1.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn.......................................................14
2.2.1.4. Ứng suất cho phép............................................................................................14

2.2.1.5. Chọn hệ số........................................................................................................15
2.2.1.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục......................................................................15
2.2.1.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền......................................................15
2.2.1.8. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng.........................................16
2.2.1.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền...............................................................16
2.2.1.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng...........................................17
2.2.1.11. Chọn hệ số tải trọng động...............................................................................17
2.2.1.12. Kiểm nghiệm độ bền.......................................................................................18
2.2.1.13. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng...............................19
2.2.2. Cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng....................................................................20
SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 3


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

2.2.2.1. Chọn vật liệu.....................................................................................................21
2.2.2.2. Xác định hệ số tuổi thọ ....................................................................................21
2.2.2.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn.......................................................21
2.2.2.4. Ứng suất cho phép............................................................................................22
2.2.2.5. Chọn hệ số........................................................................................................22
2.2.2.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục......................................................................23
2.2.2.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền......................................................23
2.2.2.8. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng.........................................24
2.2.2.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền...............................................................34

2.2.2.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng...........................................24
2.2.2.11. Chọn hệ số tải trọng động...............................................................................24
2.2.2.12. Kiểm nghiệm độ bền.......................................................................................25
2.2.2.13. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng...............................26
2.3. THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN ................................................................................26
2.3.1. Chọn vật liệu chế tạo các trục..................................................................................26
2.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực............................................27
2.3.3. Xác định lực tác dụng lên trục..................................................................................27
2.3.4. Chọn then bằng và kiểm nghiệm then......................................................................36
2.3.5. Kiểm nghiệm trục.....................................................................................................37
2.4. TÍNH TOÁN Ổ LĂN – NỐI TRỤC ...............................................................................38
2.4.1. Tính chọn nối trục đàn hồi.......................................................................................38
2.4.2. Tính chọn ổ lăn........................................................................................................39
PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ.....................................46
1. Xác định kích thước của vỏ hộp.........................................................................................46
2. Các chi tiết phụ khác..........................................................................................................47
3. Chọn Bulong...................................................................................................................... 50
4. Dung sai và lắp ghép..........................................................................................................54
TÀI LIỆU THAM KHẢO........................................................................................................55

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 4


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

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...; 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 TS. NGUYỄN THƯỢNG HIỀN, 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

Thân Trọng CAO TIẾN TÙNG

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 5

Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUÂT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ:
1.1.1.

Chọn hiêu suất của hệ thống:

 Hiệu suất truyền động:

  knbr1br 2 xol4  0,99.0,98.0,98.0,95.0,994  0,8677
 Với:
 kn  0,99: hiệu suất nối trục đàn hồi

 br1  0,98 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1.
br 2  0,98: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2.

 x  0,95 : hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn

ol  0,99 : hiệu suất ổ lăn.

1.1.2.

Tính công suất cần thiết:

Công suất tính toán:


2

ptt  ptd  pmax

2

2

2

T1 �
T2 �
T1 �
�
�
�
�0.85T1 �
� �.t1  � �.t 2
� �.11  �
�.44
�T �
�T �  9.5 �T �
� T �  8.38kw
t1  t2
11  44

Công suất cần thiết:


pct 
1.1.3.

ptt





9.38
 10.81 kw
0.8677

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Số vòng quay trên trục công tác: nlv=63 (vòng/phút)


SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 6


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống:



uch  uh.ux  16.2  32





�
uh  16 : tỉsốtruyề
n củ
a hộ
p giả
m tố
c bá
nh ră
ng trụhai cấ
p 8�40
�
Với �
ux  2 : tỉsốtruyề
n củ
a bộtruyề
n xích 2 �5
�
�





Số vòng quay sơ bộ của động cơ:


nsb  nlv .uch  63.32  2016 vg ph
1.1.4.

Chọn động cơ điện:



�P�c �Pct  10.81 kW
Động cơ điện có thơng số phải thỏa mãn: �



�
n�c �nsb  2016 vg ph
�
�



Tra bảng P1.3 trang 235 tài liệu (*) ta chọn:

�
�P�c  11 kW
Động cơ 4A132M2Y3 �
�
�n�c  2907 vg ph

1.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:

uch 

n�c 2907

 46.143
nlv
63

 Tra bảng 3.1 trang 43 Tài liệu (*) ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục:

�
u  4 : tỉsốtruyề
n củ
a cặ
p bá
nh ră
ng cấ
p nhanh
�
uh  16 � u1  u2  uh  4vớ
i �1
u2  4 : tỉsốtruyề
n củ
a cặ
p bá
nh ră

ng cấ
p chậ
m
�
 Vậy tỷ số truyền của bộ truyền xích:

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 7


Đồ án Chi Tiết Máy

ux 

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

uch
46.143

 2,884
u1.u2
4.4

1.3. BẢNG ĐẶC TRỊ:
1.3.1. Phân phối công suất trên các trục:








P3 

Pmax
9.5

 10.10 kW
ol . x 0,99.0,95

P2 

P3
10,10

 10.41 kW
olbr 2 0,99.0,98

P1 

P2
10.41

 10.73 kW
olbr1 0,99.0,98

P�ctt 

P1
10.73

 10.95 kW
olkn 0,99.0,99

1.3.2. Tính toán số vòng quay trên các trục:





n1  n�c  2907 (vo�
ng / phu�
t)
n2 

n1 2907

 727 vo�
ng phu�
t
u1
4

n3 

n2 727


 182 vo�
ng phu�
t
u2
4

1.3.3. Tính toán moomen xoắn trên các trục:




T�c  9,55.106

T1  9,55.106

P�ctt
10.95
 9,55.106 �
 35972,65 Nmm
n�c
2907

P1
10.73
 9,55.106 �
 35249,914 Nmm
n1
2907

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 8


Đồ án Chi Tiết Máy







Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

T2  9,55.106

P2
10.41
 9,55.106 �
 136747.593 Nmm
n2
727

T3  9,55.106

P3
10.1

 9,55.106 �  529972,527 Nmm
n3
182

T4  9,55.106

P
9.5
 9,55.106 �  1440079,365 Nmm
n3
63

1.3.4. Bảng đặc tính:
Trục

Động cơ
Thông số
Công suất (kW)
10,95
Tỷ số truyền u
Số vòng quay
(vòng/phút 2907
)
Momen xoắn
35972,65
(Nmm)

I

II

III

10,73

10,41

10,1

9.5
2,884

4

4

IV

2907

727

182

63

35249,914

136747.593

529972,527

1440079,365

PHẦN 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:
2.1.1. Chọn loại xích:
Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3: P3=10.1

(Kw), với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3=182 (vòng/phút)
Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn

2.1.2.

Thông số bộ truyền:
SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 9


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

Theo bảng 5.4 Tài liệu (*), với u=2,884, chọn số răng đĩa xích nhỏ


z1  27

, do đó số

răng đĩa xích lớn z2  z1.u x  27.2,884  78  zmax  120 .
Theo công thức (5.3) tài liệu (*), công suất tính toán:

�

2

2

�

z + z 2 �20 kw
z +z �
�z - z �
Pt  P3 .k .k z .akn= 0,25
10,1.1,95.0,926.1,
�p c ��
X c - 1 099
+ �
X c - 1 2 �- 2 �� 2 1 ��
2
2π

�
�
�

�
��
�
�
Trong đó: với z1=27, kz=25/27=0,926;
với n01= 200 (vg/ph), kn=n01/n3=200/182=1,099
2
2
�
78+27
27+
78 �
78- 27 ��
�
�
Theo công thức (5.4)
và
bảng
5.6
Tài
liệu
(*):
 0,25 �38,1��
164 + �
164�- 2 ��
�� 2101 mm
2
2π �
�
�

�
��
�
k  k0.ka.kñc .kñ .kc�
.kbt  1.1.1.1,2.1,25.1,3  1,95

Với: k0=1: đường tâm của xích làm với phương nằm ngang 1 góc <400 .
ka=1: khoảng cách trục a=(3050)pc.
kđc=1: điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích.

kđ=1,2: tải trọng động va đập nhẹ.
kc=1,25: làm việc 2 ca 1 ngày.
kbt=1,3: môi trường có bụi, chất lương bôi trơn II (đạt yêu cầu).
 Theo bảng 5.5 Tài liệu (*) với n01=200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích
pc=38,1mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:

Pt  [P]  34,8 (kw)
 Đồng thời theo bảng (5.8), bước xích pc=38,1mm Khoảng cách trục a=40pc=40.38,1=1524 mm;
 Theo công thức (5.12) tài liệu (*) số mắt xích.
2

2

2 �a z1 + z 2 �z 2 - z1 � pc 2 �1524 27  78 �
78  27 � 38.1
x
+
+�


�
�
 163.593
�� 
pc
2
38.1
2
� 2π � a
� 2π �
� 1524
 Lấy số mắt xích chẳn x=164, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài liệu (*)

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 10


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

 Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a 1 lượng bằng:

Va  0, 003.a �4mm , do đó a=2101-4=2097 mm.
 Số lần va đập của xích: Theo (5.14) tài liệu (*)
i

z1 �n1 27�182

 1,998 �[i]  25 (ba�
ng5.9ta�
i lie�
u(*))
15�X c 15.164

2.1.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:


Theo (5.15) tài liệu (*): s 

Q
kdFt  F0  FV

Với :
-

Theo bảng 5.2 tài liệu (*), tải trọng phá hỏng Q=127000N, khối lượng 1m xích
q=5,5kg

-

kđ=1,2 (Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc).

-

v

-

Lực vòng: Ft=1000.P/v=1000.10,1/3,120=3237,18 N

-

Lực căng do lực li tâm: FV=q.v2=5,5.3,1202=53,54 N;

-

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh

Z1.p.n1 27.38,1.182

 3,120(m/ s)
60000
60000

ra:F0=9,81.kf.q.v=9,81.4.5,5.3,120=673,358 N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang
nghiêng 1 góc <400)
Do đó: s 

Q
88500

 27,55
kdFt  F0  FV 1,2.2515,8 187,43 6,11

Theo bảng 5.10 với n=200vg/ph, [s]=8,5. Vậy s>[s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
2.1.4. Xác định thông số đĩa xích:

 Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) tài liệu (*) và bảng 14.4b:
d1=p/sin(π/z1)=31,75/sin(π/27)=273,49mm ;

d2=p/sin(π/z2)=31,75/sin(π/57)=576,35mm.(Đường kính vòng chia)
da1=p[0,5+cotg(π/Z1)]=287,51mm;

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 11


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

da2=p[0,5+cotg(π/Z2)]=591,35mm (Đường kính vòng đỉnh răng).
df1=d1-2r=273,49-2.9,62=254,25mm và df2=d2-2r=576,35-2.19,05=538,25 (với

bán kính đáy r=0,5025d1+0,05=0,5025.19,05+0,05=9,62mm và d1=19,05mm
bảng 5.2 sách (*))
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) tài liệu (*):
Đĩa xích 1:


 H  0,47. kr .(Ft .K ñ  Fvñ ).E / (A.kd )
1

 0,47. 0,41.(2515,8.1,2  3,69).2,1.105 / (262.1)  468,5MPa

Với:
Ft=2516,4N : lực vòng.
kr=0,41: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z1=27).
Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)
Fvđ1=13.10-7n1.p3.m=13.10-7.88,75.31,753.1=3,69N: lực va đập trên m dãy xích.
E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa
A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))

�  H  468,5 �[ H ] . Do đó ta dùng thép 435 tôi cải thiện HB170 có
1

1

[ H ]=500MPa> H sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
1

Đĩa xích 2:


 H  0,47. kr .(Ft .K ñ  Fvñ ).E / (A.kd )
2

 0,47. 0,41.(2515,8.1,2  1,75).2,1.105 / (262.1)  468,3MPa
Với:
Ft=2515,8N : lực vòng.
kr=0,23: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z2=57).
Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)
SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 12

Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

Fvđ2=13.10-7n2.p3.m=13.10-7.42.31,753.1=1,75 N: lực va đập trên m dãy xích.
E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa
A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))

�  H  468,3 �[ H ] . Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện HB170 có
2
2
[ H ]=500MPa> H sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.
1

2.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục:
 Fr = kx.Ft = 1,15.2515,8=6.107.kx.P/Z.p.n =2893,2 (N)
Với
kx =1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 400
Ft=2515,8 N: Lực vòng.
 Lực căng do lực li tâm: FV=q.v2=3,8.1,26772=6,107N;
 Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.3,8.1,257=187,43N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang
nghiêng 1 góc <400) .

2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:
 Thông số kĩ thuật:

-

Thời gian phục vụ: L=5 năm.

-

Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 250 ngày/ năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ ca.

-

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) :
Tỷ số truyền : ubr1=4
Số vòng quay trục dẫn:n1=2907 (vòng/phút)
Momen xoắn T trên trục dẫn: T1= 35249,914Nmm

-

Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) :
Tỷ số truyền: ubr2=4
Số vòng quay trục dẫn:n2=727 (vòng/phút).
Momen xoắn T trên trục dẫn: T2=136747,593 Nmm

2.2.1Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:
2.2.1.1. Chọn vật liệu:

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 13

Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 tài
liệu (*) 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=245HB.
 Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2=750Mpa,
σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB.
2.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép:
 Số chu kì làm việc cơ sở:
-

NHO1  30HB12,4  30.2602,4  1,87.107  chu kì 

-

NHO2  30HB22,4  30.2302,4  1,40.107  chu kì 

-

NFO1  NFO2  4.106  chu k�


-



Tuổi thọ: Lh  5.250.2.8  20000 giôø

 Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng
m /2

-

�Ti �H
NHE1  60c��
i i
�T �
� nt
�max �
3
3
�
�T � 60
�0,82T � 12 �
�
 60.1. �
�
.355.20000
��
�
T �60  12 � T �60  12�
�
�
�
�
7

 39,41.10  chuk�


-

NHE 2 

-

�Ti �H
NFE1  60c��
i i
�T �
� nt
�max �
6
6
�
�T � 60
�0,82T � 12 �
�
 60.1. �
�
.355.20000
��
�
T �60  12 � T �60 12�
�
�
�

�
7
 37,66.10  chukì 

NHE1 39,41.107

 9,85.107  chu kì 
u
4
m

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 14


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

NFE1 37,66.107

 9,41.107  chu kì 
u
4

-

NFE 2 

-

�NHE1  NHO1
�
�NHE 2  NHO2
Ta thấy �
nên chọn NHE  NHO để tính toán.
�NFE1  NFO1
�N  N
FO2
� FE 2

-

Suy ra K HL1  K HL 2  K FL 1  K FL 2  1

 ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:
Giới hạn mỏi tiếp xúc:  0
 2HB  70 ; SH=1,1
H lim


-

Bánh chủ động:  0H lim1  2HB1  70  2.245 70  560MPa

-

Bánh bị động:  0H lim2  2HB2  70  2.230  70  530MPa
Giới hạn mỏi uốn: 
 1,8HB
0F lim


-

o
Bánh chủ động:  F lim1  1,8HB1  1,8.245  441 MPa

-

Bánh bị động:

 oF lim2  1,8HB2  1,8.230  414 MPa

 Ứng suất tiếp xúc cho phép :
-

H �
Tính toán sơ bộ : �
�
� 

o
H lim

0,9K HL

với sH  1,1(Thép 45 tôi cải thiện) nên
sH

K HL1
1
0
�
 H1 �
�
�  H lim1 s  5601,1  509,09 MPa
H
K HL 2
1
0
�
 H2�
�
�  H lim2 s  5301,1  481.82 MPa
H

-

�
 H1�
H2�
�
� �
�
� 509,09  481,82  495,45 MPa
�

��


 
�H �
2
2

 Ứng suất uốn cho phép :
 oF limK FC
�
F �
K FL
�
�
sF

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 15


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

Với K FC  1 (do quay 1 chiều), sF  1,75 – tra bảng 6.2 tài liệu (*)
441

�
�


F
1
� � 1,75.1 252 MPa

và

414
�
�


F
2
� � 1,75.1 236,57 MPa

ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP:



�
H �
 2,8 ch2  2,8.450  1260Mpa
�
�
max
-

[ F1]max  0,8 ch1  0,8.580  464Mpa
[ F2 ]max  0,8 ch2  0,8.450  360Mpa

2.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có:
aw  K a  u1  1

3

T2K H 
2

 ba �
H �
�
�u1

 43 4  1

3

88 451,83.1,05
 133 mm
0,4. 495.452 . 4

Với:


Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu

(*)).



T1=88 451,83Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động.

;
  ba  0,4  bd  0,53 ba (u1 �1)  0,53.0,4.(4 1)  1,06
:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với
 K H   1,05
 bd  1,06 tra bảng 6.7 tài liệu (*).

 Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn aw=160mm.
2.2.1.4. Xác định các thông số ăn khớp:


mn   0,01�0,02 aw  1,6 �3,2 mm , theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*) chọn
mn  2,5 mm



Chọn sơ bộ góc nghiêng răng   100

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 16


Đồ án Chi Tiết Máy



GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:

z1 


Đề số 6 – Phương án 7

2aw .cos    2.160.cos(10)

 25, 2 lấy z1=25 (răng)
mn (u  1)
2,5.(4  1)

Số răng bánh lớn: z  u .z  4.25  100 (răng)
2
1 1

Do đó tỉ số truyền thực : u  z2  100  4  u
m
1

z1 25
Góc nghiêng răng:   arccos mn  u 1 z1  arccos 2,5. 4  1 .25  12,430

2a
2.160

w

2.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

H 

ZM ZH Z
dw1

2T1K H  um  1
bwu

Trong đó:


ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài
liệu (*)).



ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (*)
ZH 

2cos b
2cos11,670

 1,73
sin2 tw
sin 2.20,440





Với: b : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

b  acrtg[cos( t ).tg  ]=acrtg[cos(20.440 ).tg12,430 ]=11,67 0 với bánh răng nghiêng
không dịch chỉnh  t   tw  acrtg[

tg
tg 200
]=acrtg[
]  20, 44 0 (với  t là góc
0
cos
cos12, 43

profin răng và  tw là góc ăn khớp)

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 17


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền



Z : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

-

0
Hệ số trùng khớp doc:   bw .sin(  )  aw . ba .sin(  )  160.0,4.sin(12.43 )  1.75  1

m
m
 .2,5

Hệ số trùng khớp ngang:
-

   [1,88  3,2(

1 1
1
1
 )].cos =[1,88  3,2( 
)].cos(12, 430 )  1,68
z1 z2
25 100

1
1


 0.77

1,68

-

Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu (*): Z 




KH - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (*): K H  K H  K H  K Hv

-

K H   1,05 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:

-

v

 d w1.n1  .64.355

 1.19 (m / s ) . Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ
60000
60000

động d w1 

2 aw
2.160

 64 (mm) .
um  1 4  1

Với v=1.19 (m/s)< 2,5 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu (*) dùng cấp chính xác 9 ta chọn
-

K H  1,13 .
Theo ct (6.42) tài liệu (*), ta có:
-

 H   H .g 0 .v. aw / um  0,002.73.1,19. 160 / 4  1,1

với  H  0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu (*));
g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu
(*)).
SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 18


Đồ án Chi Tiết Máy

-

K Hv  1 

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

vH .bw .d w1
1,1.64.64
1
 1.02
2.T2 .K H  .K H
2.88 451,83.1,05.1,13

-

Vậy K  K .K .K  1,05.1,13.1,02  1.21
H
H
H
HV



Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w1  2aw  2.160  64mm



Bề rộng vành răng : b  a .  0,4.160  64 ( mm)
w
w
ba

um  1

H 




ZM ZH Z
dw1

4 1

2T2K H  um  1
bwum

274.1,73.0,77 2.88451,83.1,21. 4  1
 368,75MPa (1)
64
64.4

Theo (6.1) với v=1.04 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp
chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95;
với vòng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (*):

[ H ]cx  [ H ].ZV Z R K xH  495,5.1.0,95.1  470,7 Mpa (2)
Như vậy từ (1) và (2) ta có:  H  [ H ] , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
2.2.1.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
-

Điều kiện bền uồn  F 

2T2YF1 Ft K F Y Y
bwd w1mn

�  F 

 Xác định số răng tương đương:
zv1 



z1
25

 27
3
3
cos  cos 12, 430

zv 2 

z2
100

 107
3
3
cos  cos 12, 430

Theo bảng 6.7 tài liệu (*), K F   1,16 ; theo bảng 6.14 với v=1.19 (m/s) < 2,5 (m/s) và
cấp chính xác 9, K F  1,37 , theo (6.47) tài liệu (*) hệ số

 F   F .g 0 .v. aw / um  0,006.73.1,19. 160 / 4  3,29 (trong đó  F  0,006 theo
bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46)
SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 19


Đồ án Chi Tiết Máy

K Fv  1 

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

vF .bw .d w1
3,29.64.64
1
 1.04
2.T2 .K F  .K F
2.88 451,83.1,16.1,37

Vậy K F  K H  .K H .K HV  1,16.1,37.1,04  1,65
 Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 tài liệu (*)
- Đối với bánh dẫn: YF 1  4
- Đối với bánh bị dẫn: YF 2  3, 6

1
1

Y


 0,6 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
  
1,68

 Y  1 


0
12, 430
1
 0,91 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
140
140

Với m=2.5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1
(da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (*):

 [ F 1 ]  [ F 1 ].YR .YS .K xF  252.1.1,022.1  257,5 Mpa
 [ F 2 ]  [ F 2 ].YR .YS .K xF  236,57.1.1,022.1  241,77 Mpa


Độ bền uốn tại chân răng:

-

 F1 
-

2T2YF1 K FY Y
bwd w1mn

 F 2   F1



2.88451,83.1,65.4.0,6.0,91
 62,25Mpa  [ F 1 ]  257,5MPa
64.64.2,5

YF 2
3,6
 62,25.
 56 MPa  [ F 2 ]  241,77 MPa
YF 1
4

2.2.1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1
 Theo (6.48) tài liệu (*) ứng suất tiếp quá tải:

 H max  [ H ]. K qt  368,75. 1  368,75MPa  [ H ]max  1260 MPa
 Theo (6.49) tài liệu (*):
SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 20

Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

-

 F 1max   F 1.K qt  62,25.1  62,25  [ F 1 ]max  464 MPa

-

 F 2 max   F 1.K qt  56.1  56 MPa  [ F 2 ]max  360 MPa

2.2.1.8. Bảng thông số và kích thước bộ truyền:
Thông số
Khoảng cách trục
Modul pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Góc profin răng

Gía trị
aw2=160mm

mn=2,5mm
bw3=64+5=69 và bw4=64
um=4
β=12,43
z1=25
z2=100
x1=0
x2=0
d1=m.z1/cosβ=64
d2=256
da1=d1+2m=69
da2=261
df1=d1-2,5m=57,75
df2=249,75

 t  20,440
 w  20,440

Góc ăn khớp

2.2.2. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:
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 (*) 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=245HB.
 Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2=750Mpa,
σch1=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  30HB12,4  30.2602,4  1,87.107  chu kì 

-

NHO2  30HB22,4  30.2302,4  1,40.107  chu kì 

-

NFO1  NFO2  4.106  chu k�


SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 21


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền


Tuổi thọ: Lh  5.250.2.8  20000 giôø

-

 Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng

m /2

-

�Ti �H
NHE1  60c��
i i
�T �
� nt
max
� �
3
3
�
�T � 60
�0,82T � 12 �
�
 60.1. �
�
.355.20000
��
�
T �60  12 � T �60  12�
�
�
�
�
7
 39,41.10  chukì 

-

NHE 2 

-

�Ti �H
NFE1  60c��
i i
�T �
� nt
�max �
6
6
�
�T � 60
�0,82T � 12 �
�
 60.1. �
�
.355.20000
��
�
T �60  12 � T �60 12�
�
�
�
�
7
 37,66.10  chukì 

-

NFE 2 

-

�NHE1  NHO1
�
�NHE 2  NHO2
Ta thấy �
nên chọn NHE  NHO để tính toán.
N

N
� FE1
FO1
�N  N
FO 2
� FE 2

-

Suy ra K HL1  K HL 2  K FL 1  K FL 2  1

NHE1 39,41.107

 9,85.107  chu kì 
u
4

m

NFE1 37,66.107

 9,41.107  chu kì 
u
4

 ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:
Giới hạn mỏi tiếp xúc:  0
 2HB  70 ; SH=1,1
H lim


-

Bánh chủ động:  0H lim1  2HB1  70  2.245 70  560MPa

-

Bánh bị động:  0H lim2  2HB2  70  2.230  70  530MPa
SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 22


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

Giới hạn mỏi uốn: 
 1,8HB
0F lim


-

o
Bánh chủ động:  F lim1  1,8HB1  1,8.245  441 MPa

-

Bánh bị động:

 oF lim2  1,8HB2  1,8.230  414 MPa

 Ứng suất tiếp xúc cho phép :
-

H �
Tính toán sơ bộ : �
�
� 

o
H lim

0,9K HL
với sH  1,1(Thép 45 tôi cải thiện) nên
sH

K HL1
1
0
�
�



 560  509,09 MPa
H
1
H
lim1
� �
sH
1,1
K HL 2
1
0
�
�



� H 2 � H lim2 s  5301,1  481.82 MPa
H

-

�
 H1�
H2�
�
� �
�
� 509,09  481,82  495,45 MPa
�
��


 
H
� �
2
2

 Ứng suất uốn cho phép :
 oF limK FC
�
F �
K FL
�
�
sF

Với K FC  1 (do quay 1 chiều), sF  1,75 – tra bảng 6.2 tài liệu (*)

441
�
 F 1�
�
� 1,75.1 252 MPa

và

414
�
 F2�
�
� 1,75.1 236,57 MPa

ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP:



�
H �
 2,8 ch2  2,8.450  1260Mpa
�
�
max
-

[ F1]max  0,8 ch1  0,8.580  464Mpa
[ F2 ]max  0,8 ch2  0,8.450  360Mpa

2.2.2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên aw1=aw2=160Mmm
,
  ba  0,28  bd  0,53 ba (u1 �1)  0,53.0,28.(4 1)  0.74

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 23


Đồ án Chi Tiết Máy

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với
 K H   1,04
 bd  1,06 tra bảng 6.7 tài liệu (*).

2.2.2.4. Xác định các thông số ăn khớp:


mn   0,01�0,02 aw  1,6 �3,2 mm , theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*)

chọn mn  2,5 mm



Chọn sơ bộ góc nghiêng răng   100
Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:

z1 



2aw .cos    2.140.cos(10)

 25, 2 lấy z1=25 (răng)
mn (u  1)
2,5.(4  1)

Số răng bánh lớn: z  u .z  4.25  100 (răng)
2
1 1

Do đó tỉ số truyền thực : u  z2  88  4  u
m
1

z1 22
Góc nghiêng răng:   arccos mn  u 1 z1  arccos 2,5. 4  1 .25  12,430

2a
2.160
w

2.2.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

H 

ZM ZH Z
dw1

2T1K H  um  1
bwu

Trong đó:


ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài
liệu (*)).



ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (*)

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 24


Đồ án Chi Tiết Máy

ZH 

Đề số 6 – Phương án 7

GVHD: TS Nguyễn Thượng Hiền

2cos b

2cos11,670

 1,73
sin2 tw
sin 2.20,440





Với: b : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

b  acrtg[cos( t ).tg  ]=acrtg[cos(20.440 ).tg12,430 ]=11,67 0 với bánh răng nghiêng
tg
tg 200
]=acrtg[
]  20, 440 (với  t là góc
không dịch chỉnh  t   tw  acrtg[
0
cos
cos12, 43
profin răng và  tw là góc ăn khớp)


Z : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
Hệ số trùng khớp doc:

-

 

bw .sin(  ) aw . ba .sin(  ) 160.0,28.sin(12.430 )


 1.23  1
m
m
 .2,5

Hệ số trùng khớp ngang:
-

   [1,88  3,2(

1 1
1
1
 )].cos =[1,88  3,2( 
)].cos(12,430 )  1,68
z1 z2
25 100
1
1

 0.77

1,68

-

Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu (*): Z 




KH - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (*): K H  K H  K H  K Hv

-

K H   1,04 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.

SVTH: CAO TIẾN TÙNG

Trang 25