Đồ án CTM phân đôi cấp chậm

Đồ án chi tiết máy

LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định
hướng XHCN trong đó ngành 0công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng.
Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao
động của con người. Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi
mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều. Là sinh viên khoa: Cơ Khí Chế
Tạo Máy chúng em thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được
tiếp thu từ thầy cô.
Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng
trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên nắm bắt và đúc kết được
những kiến thức cơ bản của môn học. Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học
cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công
dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý
hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận
dụng vào việc thiết kế máy, vì vậy Thiết Kế Đồ Án Môn Học Chi Tiết Máy là công
việc quan trọng và rất cần thiết .
Đề tài thiết kế của chúng em được cô: Nguyễn Thị Hồng Cẩm giao cho là thiết
kế trạm dẫn động dùng cho xích tải. Với những kiến thức đã học trên lớp, các tài
liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi
xây dựng của các bạn chúng em đã hoàn thành được đồ án này.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều
nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Chúng em rất mong được sự
chỉ bảo của các thầy, cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của chúng
em được hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này.
Chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tình
giúp đỡ chúng em đặc biệt là cô : Nguyễn Thị Hồng Cẩm
Thái Nguyên, ngày ... tháng ... năm 20
Sinh viên

1


Đồ án chi tiết máy

Mục lục
LỜI NÓI ĐẦU
PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ........................4
1.1.Chọn động cơ điện....................................................................................................4
1.2. Phân phối tỷ số truyền:............................................................................................8
1.3. Tính toán các thông số trên các trục.......................................................................10

PHẦN II THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG..................................12
A. Thiết kế bộ truyền xích............................................................................................12
B. Thiết kế bộ truyền bánh răng...................................................................................18
2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh.............................................................18
2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm..............................................................30

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI.......................45
3.1. Tính toán thiết kế trục............................................................................................45
3.2. Tính gần đúng trục.................................................................................................49
3.2.1. Trục I...............................................................................................................49
3.2.2. Trục II..............................................................................................................53
3.2.3. Trục III.............................................................................................................56

PHẦN IV : TÍNH CHỌN Ổ LĂN........................................................................66
4.1. Chọn loại ổ lăn.......................................................................................................66
4.1.3. Tính ổ trục I........................................................................................................67
4.1.4. Tính chọn ổ trục II..............................................................................................70
4.1.5. Tính chọn ổ trục III.............................................................................................73

PHẦN V : TÍNH CHỌN THEN...........................................................................78
5.1. Tính chọn then trục I..............................................................................................79
5.2. Tính chọn then trục II............................................................................................79
5.3. Tính chọn then trục III...........................................................................................81

PHẦN VI : THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC...................................................84

2


Đồ án chi tiết máy

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1.Chọn động cơ điện
1.1.1. Chọn kiểu, loại động cơ
Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cần
chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất vừa đảm bảo yếu tố kinh tế và vừa đảm
bảo yếu tố kỹ thuật. Trên thị trường có các loại loại động cơ thường gặp là:
+ Động cơ điện một chiều: Loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi
tỷ số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm
và đảo chiều dễ dàng. Nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm
và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các
thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm…
+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại đồng bộ và không đồng bộ.
- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có
nhược điểm là thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị để khởi
động động cơ. Do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (trên
100KW) và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.
- Động cơ ba pha không đồng bộ: gồm 2 kiểu rô to dây cuốn với rôto lồng

sóc.
- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm là kết cấu đơn
giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu quả thấp (cos thấp) so với động cơ ba
pha đồng bộ, không điều chỉnh vận tốc.
=>Từ những ưu nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc thì chọn
“Động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc”.
3


Đồ án chi tiết máy

1.1.2. Chọn công suất động cơ:
- Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho
nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo điều
kiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau:
Pdmdc �Pdtdc (kW)

Trong đó:
dc
Pdm
: Công suất định mức của động cơ

Pdtdc : Công suất đẳng trị trên truc động cơ
Do tải thay đổi nên :
2

�P ct � t
P  P . �� i ct �. i
�Plv � tck
dc

dm

dc
lv

ct
Với Plv - Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

Plvdc

- Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ
Plvct
P 

� (kW)
dc
lv

Trong đó:

Pi ct

- Công suất phụ tải ở chế độ thứ I trên trục công tác

ti , tck - Thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kì

 -Là hiệu suất chung của toàn hệ dẫn động.
- Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đến xích tải bị giảm khi đi qua
một bộ truyền xích, hai cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc, bốn cặp ổ lăn
và một khớp nối:

4


Đồ án chi tiết máy

2
 �   k .ol4 .brt
. x

Tra bảng 2.3 Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ ( Trang 19 ,
TTTKHDĐCK Tập 1 )



 0,99 Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

ol



brt




k

x

 0,97 Hiệu suất của 1 cặp bánh răng trụ (che kín)

1

Hiệu suất của khớp nối

 0,96 Hiệu suất của bộ truyền xích

Do đó:
ηΣ =1. 0,994 . 0,972. 0,96 = 0,868
Trị số công suất làm việc trên trục công tác:
Plvct 

Ft .v
   ( kW )
103

Trong đó : Ft =8000(N),v = 1,2(m/s)
8000.1, 2
3
P
= 10
= 9,6(kW)
ct
lv

Vậy công xuất làm việc trên truc động cơ:
Plvct
9, 6
P 


 11, 06( kW )
� 0,868
dc
lv

Vậy công suất định mức của động cơ điện phải thoả mãn:
2

2

2

2

�P ct � t
�0,5 P �
�P �
�0, 9 P �
P  P . �� i ct �. i  11, 06 �
�.0,15  � �.0, 25  �
�.0, 6  9, 72( kW )
P
t
P
P
P
�
�
�
�

�
�
lv
ck
� �
dc
dt

dc
lv

5


Đồ án chi tiết máy

1.1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Cách xác định số vòng quay đồng bộ như sau:
- Tính số vòng quay của trục công tác:
+Với hệ dẫn động xích tải:
= 199,34 (v/ph).
Trong đó:
: số vòng quay của trục công tác (vòng/phút)
z: số răng đĩa xích tải
v: vận tốc vòng xích tải (m/s)
p : bước xích tải (mm)
- Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
+Tỉ số truyền nên dùng đối với bộ truyền xích là:
1,5
+Tỉ số truyền nên dùng đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp là:

8
Suy ra: Tỉ số truyền nên dùng của cả hệ thống là:
12
Hay:

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600
và 500 v/ph. Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá
thành của động cơ càng tăng.
Vậy chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ 3000 v/ph
1.1.4. Chọn động cơ thực tế:
- Dựa vào bảng P1.3[1](Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A) và
. Chọn động cơ 4A132M2Y3 :

Kiểu động cơ

Công
suất
(kW)

Vận tốc quay Cos
(V/ph)

 (%)

TMax
Tdn

Tk
Tdn

6


Đồ án chi tiết máy

4A132M2Y3

11

2907

0,9

88

2,2

1,6

1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:
A, Điều kiện mở máy
- Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của
hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:
dc
Pmm
�Pbddc
dc
Pmm
: Công suất mở máy của động cơ (kW).

Trong đó:

(kW)
Với: Tk : Momen khởi động của động cơ.
Tdn

: Momen danh nghĩa của động cơ.
Pbddc

: Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW)
=1,5.11,06 = 16,59 (kW)

Vậy Pmm  Pbd . Thỏa mãn điều kiện.
B- Kiểm tra quá tải cho động cơ
dc

dc

Vì sơ đồ tải thay đổi, để tránh động cơ bị quá tải cần kiểm tra quá tải cho động cơ
Theo điều kiện sau :
dc
Pmax
�Pqtdc

Với

dc
Pmax

Pqtdc

: Công suất lớn nhất cho phép của động cơ (kW)
: Công suất đặt lên trục động cơ khi quá tải, chính là công suất trên trục

động cơ của giá trị tải lớn nhất trong sơ đồ tải.
Có

dc
Pmax


Tmax dc
.Pdm  2, 2.11
P dc
Tdn
=24,2 (kW) � qt =9,72 (kW)

Nên thỏa mãn điều kiện quá tải cho động cơ.
7


Đồ án chi tiết máy

1.2. Phân phối tỷ số truyền:
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:
uΣ =

nđc
nc t

(3.23) [I]

Trong đó: nđc -Số vòng quay của động cơ đã chọn(v/ph).
nct - Số vòng quay của trục công tác (v/ph).
Lại có:

u Σ = u ng .u h

. (3.24) [I]

Với : ung -Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp.
uh -Tỷ số truyền bộ truyền trong hộp giảm tốc.
.uh = u1.u2
u1- Tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh.
u2 -Tỷ số truyền bộ truyền cấp chậm.
- Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống xác định theo:
= 14,58
Trong đó: ndb: Số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph);
nct : Số vòng quay của trục công tác (v/ph).
Ký hiệu là TST của hộp giảm tốc (HGT); là TST của bộ truyền ngoài hộp.
Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có:
U∑ = Ung.Uh
1.2.1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
- TST của bộ truyền ngoài được xác định theo kinh nghiệm như sau:
+ Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài thì:
(trị số nhỏ dùng khi lớn)
Theo bài ta có:
Chọn = (1,211,48)
Để giảm sai số do việc quy chuẩn đường kính các bánh đai, lấy giá trị tỉ số

truyền ngoài hộp giảm tốc là: ung  ux  1, 48
8


Đồ án chi tiết máy

9,85
1.2.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Với HGT cấp nhanh tách đôi, để nhận được kích thước tiết diện ngang của hộp
nhỏ nhất (cũng chính là để bôi trơn HGT hợp lý nhất), TST của bộ truyền bánh
răng cấp chậm xác định theo công thức :
0,333

�K .ψ
�
u 2 �0,8055. � C2 ba2 u h �
� ψ ba1
�

Với:

K C 2 =1÷1,3

ψba2 = 0,3÷ 0,4 -Hệ số chiều rộng bánh răng trụ.
ψba2 / ψba1 = 1, 2÷1,3 -Tỉ số giữa hệ số chiều rộng bánh răng cấp chậm và
nhanh.
K
Ta chọn tỉ số : ψ ba2 / ψ ba1 =1,2 và C2 =1. Thay số :
0,333

�K C 2 .ψ ba2
�
u 2 �0,8055. �
.u h �
� ψ ba1
�

=

0,8055 .  1 .1, 2 . 9,85 

0,333

= 1,83

Tỉ số truyền của cấp nhanh (Tỉ số truyền của bộ truyền xích tải):

u1 =

u h 9,85
=
= 5, 4
u 2 1,83

1.3. Tính toán các thông số trên các trục
1.3.1. Tính công suất trên các trục
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ
Pdc

Plvdc 

Plvct
 = 11,06 (kW)

=
- Công suất danh nghĩa trên các trục I, II, III xác định theo các công thức sau:
+ Trục I : PI= =11,06.1.0,99 = 10,95 (kW)
+ Trục II : =10,95.0,97.0,99 = 10,51 (kW)
+ Trục III : = 10,51.0,97.0,99 = 10,09 (kW)
9


Đồ án chi tiết máy

+ Trục IV : = 10,09.0,96.0,99 = 9,59 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục công tác:
(kW)
1.3.2. Tính số vòng quay của các trục:
- Tốc độ quay của trục I:
Với là tỉ số truyền có khớp nối giữa động cơ và trục I
- Tốc độ quay của trục II: = (v/ph)
- Tốc độ quay của trục III: =(v/ph)
- Tốc độ quay của trục IV: =(v/ph)
- Tốc độ quay của trục công tác: (v/ph)
1.3.3. Tính mô men xoắn trên các trục:
- Công thức tính mô men xoắn trên trục thứ k được xác định:

T dc 

9,55.106.P k

nk

+ Mô men xoắn trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:
= = 36334,02 (N.mm)
+ Mô men xoắn trên trục I:
= = 35972,65(N.mm)
+ Mô men xoắn trên trục II:
= =186447,9(N.mm)
+ Mô men xoắn trên trục III:
= =327563,99(N.mm)
+ Mô men xoắn trên trục công tác:
= = 460779,33(N.mm)
1.3.4. Bảng kết quả:
Trục
Thông số
Công suất P (kW)
Tỷ số truyền u
Tốc độ quay n
(v/ph)

Động cơ

I

II

III

Công tác

11,06

10,95

10,51

10,09

9,59

1
2907

5,4
2907

1,83
538,33

294,17

1,48
198,76
10


Đồ án chi tiết máy

Mô men T (N.mm)

36334,02

35972,65

186447,9

327563,99 460779,33

11


Đồ án chi tiết máy

PHẦN II THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
A. Thiết kế bộ truyền xích
2.1 Chọn loại xích: chọn xích con lăn
Xích con lăn được sử dụng khá rộng rãi, chế tạo không quá phức tạp, giá thành hợp
lý, thích hợp với vận tốc làm việc dưới 10 - 15 m/s
2.1.2 Chọn số răng đĩa xích,khoảng cách trục
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 (zmin = 17 - 19 đối với xích con lăn vận tốc trung bình)
Số răng nhỏ nhất của đĩa xích được xác định như sau:
z1 = 29- 2ux = 29 –2. 1,48 = 26,04
ta chọn z1 = 27 lớn hơn zmin=17 - 19 (thảo mãn điều kiện)
Số răng đĩa xích lớn:
Z2 = ux.z1= 1,48.27 = 39,96 chọn Z2 = 40 nhỏ hơn zmax = 120 (đối với xích con lăn)
Theo công thức 5.3 công suất tính toán
Pt= P.K.Kz.Kn
Trong đó: Kz=25/Z1=0,93

Kn=n01/n1=400/294,17= 1,35 với n01= 400
K=Ko.Ka.Kdc.Kc.Kbt =1,63
Với
k0  1 . Đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang <600
ka  1 . Chọn a = (30 �50) p
kdc  1 .Điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
kbt  1,3 .Môi trường có bụi,chất lượng bôi trơn II –bảng 5.7[1]
kd  1 .
kc  1, 25 . Làm việc 2 ca
12


Đồ án chi tiết máy

Vậy Pt = 9,59.1,35.0,93.1,63 = 19,62
Theo bảng 5.5 với n01 = 400 v/p chọn bộ truyền xích một dãy
Ta chọn bước xích p = 31,75mm
Vậy thỏa mãn điều kiện bền mòn Pt< [P]=32(kw)
Khoảng cách trục a=40.p=40.31,75=1270mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích
2.1270 27  40 (40  27)2 .31, 75
2a (Z1  Z2 ) (Z2  Z1 ) 2 . p


 113, 6
x


p
2

4. 2 .a
2
4. 2 .1270
= 31, 75

lấy số mắt xích chẵn x = 114 tính lại khoảng cách trục
2

�Z 2  Z1 ) �
a*  0, 25. p.{xc  0,5( Z 2  Z1 )  [x c -0.5(Z1 +Z2 )]2  2 �
(
�}
� 
�
2

�40  27) �
0, 25.31, 75.{114  0,5(40  27)  [114-0.5(40+27)]2  2 �
(
}
�

�
�
=
= 1276,25 (mm);

Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm a một lượng bằng
a  0, 003.a  0, 003.1276, 25  3,8


Ta có: a  a  a  1276, 25  3,8  1275, 45

Số lần va đập của xích: theo(5.14)
i=z1.n1/(15.x)=27.294,17/(15.114)=4,6<[i]=25
2.2 Kiểm nghiệm xích độ bền
-Theo 5.15
s

Q
 kd .Ft  F0  Fv 

Theo bảng 5.2 tải trọng phá hỏng Q = 88,5 k
Khối lượng 1 mét xích q = 3,8kg kbđ=1,5
+) V=Z1tn1/60000=27.31,75.294,17/60000 = 4,21 m/s
+) Ft : Lực vòng

Ft 

1000.9,59
1000.P
 2277,9
4,
21
v
=
(N)
13


Đồ án chi tiết máy

2
+) Fv : Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv  q.v

q : khối lượng 1 mét xích, q = 3,8 (kg)
Fv  3,8.4, 212  67,35

theo 5.2[1]

(N)

+) F0 : Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
F0  9,81.k f .q.a  9,81.4.3,8.1, 275  190, 27
kf

(N)

: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền f =

(0,01..0,02)a
0
lấy k f  4 (bộ truyền nghiêng 1 góc < 40 )

-Do đó:

s

88500
 29,58
(1, 2.2277,9  190, 27  67,35)

=> Tra bảng 5.10[1] với n = 400 vg/ph s > [s] = 10,2 đảm bảo bền
2.3 Đường kính đĩa xích
+)Theo công thức 5.17[1] và bảng 13.4[1]
d1 = p/sin(  /Z1) =31,75/sin(  /27) = 273,49(mm)
d2 = p/sin(  /Z2) = 31,75/sin(  /40) = 404,66 (mm)
d a1 = p[0,5 + cotg(  /Z )] = 31,75.[0,5 + cotg(  /27)] = 287,51 (mm)
1
d a 2 = p[0,5 + cotg(  /Z )] = 31,75.[0,5 + cotg(  /40)] = 419,29 (mm)
2
df1

= d1 - 2r = 273,49 – 2.9,62 = 245,25 (mm)
14


Đồ án chi tiết máy

df2

= d 2 - 2r = 404,66 – 2.9,62 = 384,42 (mm)

với : r = 0,5025.d1 + 0,05=0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (mm) với d1 = 19,05 bảng
5.2[1]
+) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)
 Hđ  0, 47.
k r  Ft .K  FHv  E / (Ak d ) �[ ]
đ

Với : [ H ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ H ] = 600(MPa)

Ft – Lực vòng : 2277,9(N)
3

Fvđ - Lực va đập: Fvđ = 13.10-7.n1. p3 .m = 13.10-7.294,17. 31, 75 .1 = 12,23
(N)
kd – Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy : kd = 1
Kđ – Hệ số tải trọng động: Kđ = 1,25 bảng 5.6[1]
kr – Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z : kr1 =
0,42 ; kr2 = 0,29
E – Mô đun đàn hồi : E = 2E1.E2/(E1 +E2) = 2,1.105(MPa)
A – Diện tích chiếu bản lề :A = 262 mm2 bảng 5.12[1]

+)Với răng đĩa 1 :

 H 1  0, 47.

0, 42.(2277,9.1, 25  12, 23).2,1.105
 459,39
262.1
(MPa)

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc
cho phép [ H ] = 600(Mpa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 .
15


Đồ án chi tiết máy

+)Với răng đĩa 2 :

H2

0, 29.(2277, 09.1, 25  12, 23).2,1.105
 0, 47.
 381, 73
262.1
(MPa)

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc
cho phép [ H ] = 600(MPa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2 .
Theo 5.20[1] : Fr  k x .Ft  1,15.2277,9  2619,58 (N)
Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400, kx = 1,15
Bảng thông số cơ bản của bộ truyền xích
Bước
xích
p,mm

31,75

B,khôn
g nhỏ
hơn

d0

19,05

9,55

Kích thước , mm

d1
l h,không b,không Tải
lớn hơn lớn hơn trọng
phá
hỏng
Q,kN
Xích con lăn 1 dãy
19,0 30,2
46
88,5
5

Khối lượng
1 mét xích
q1,kg

3,8

- Trong đó :
+ B : Chiều rộng con lăn.
+ d0 : Đường kính của ống xích.
+ d1 : Đường kính con lăn.
+ h : Chiều rộng mắt xích.
+ b : Chiều cao chốt xích.
b) Xác định lực tác dụng lên trục
Khác với bộ truyền đai, ở bộ truyền xích không yêu cầu phải có lực căng ban đầu.
Theo công thức 5.20 [1]: Fr=kxFt=1,15.2277,9=2619,58 (N)
Trong đó kx=1,55 – Hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nằm ngang.

16

Đồ án chi tiết máy

Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
Thông số

Ký hiệu

Loại xích

Giá trị
Xích ống con lăn

Bước xích

P

31,75(mm)

Số mắt xích

x

114

Khoảng cách trục

a

1275,45(mm)

Số răng đĩa xích nhỏ

z1

27

Số răng đĩa xích lớn

z2

40

Vật liệu đĩa xích

Thép C45

  H 1  600( MPa)

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ

d1

273,49(mm)

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn

d2

404,66(mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ

d a1

287,51(mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn

da 2

419,29(mm)

Bán kính đáy

r

9,62(mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

d f1

245,25(mm)

Đường kính chân răng đĩa xích lớn

d f2

384,66(mm)

Lực tác dụng lên trục

Fr

2619,58 (N)

17


Đồ án chi tiết máy

B. Thiết kế bộ truyền bánh răng
2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Trong hộp giảm tốc này, ta chọn loại bánh răng là bánh răng trụ răng nghiêng vì
chúng có một số ưu điểm sau:
- Làm việc êm
- Chịu tải trọng lớn

- Tăng cường khả năng truyền lực
2.2.1. Chọn vật liệu
- Hộp giảm tốc được thiết kế có công suất nhỏ nên ta chọn vật liệu nhóm I có độ
cứng HB  350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ cứng thấp và có thể cắt
chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt và
bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện.
- Chọn vật liệu chế tạo bánh lớn và nhỏ đều là thép 45 thường hoá :
Loại bánh Nhãn hiệu Nhiệt
răng
thép

luyện

Độ rắn

Giới hạn

Nhỏ

45

HB1=190

bền
MPa
600

chảy
MPa
340

Lớn

45

HB2=180

600

340

σb

Thường
hóa
Thường
hóa

2.2.2. Xác dịnh ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép 
theo công thức 6.1[1] và 6.2[1]:

H 

[ H ] 

 Ho lim
.Z R .ZV .K xH .K HL ( MPa)
SH

[ F ] 

 Fo lim
YRYs K xF K FC K FL ( MPa )
SF

Giới hạn

σch



và ứng suất uốn cho phép  F  được xác định

Trong đó:ZR _ Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
18


Đồ án chi tiết máy

ZV _Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
KxH _ Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
YR _ Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng ;
YS _ Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng xuất ;
KXF _ Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
- Với bánh răng 1 có độ cứng là 190HB và bánh 2 là 180HB ta tính ứng suất cho
phép của bộ truyền bánh răng cấp nhanh với chu kỳ cơ sở như sau (bảng 6.2) :
 Ho lim1  2.HB  70  2.190  70  450( MPa)
 Ho lim 2  2.HB  70  2.180  70  430( MPa)

 Fo lim1  1,8.HB1  1,8.190  342( MPa)
 Fo lim 2  1,8.HB2  1,8.180  324( MPa)

Tính toán sơ bộ lấy: Z R .ZV .K xH  1 ;
[ H ] 

 Ho lim
.K HL
SH
;

[ F ] 

YR .Ys .K xF  1

 Fo lim
.K FC .K FL
SF

K HL  mH

Trong đó: KHL_ Hệ số tuổi thọ
KFL_ Hệ số tuổi thọ

K FL  mF

N HO
N HE

N FO
N FE

K HL 

6

N HO
N HE

K FL 

6

N FO
N FE

Với mH = 6 , mF = 6(Khi HB  350) ) :
và
.
2,4
Với: N HO _ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N HO  30 H HB ;
6
_ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO  4.10 (đối với tất cả
các loại thép);
N HE , N FE _ Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương .

N FO

-Ta có :
c =1 (lần)
Thời gian phục vụ: 15 năm
Số ca làm việc mỗi ngày: 2/3
Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 2/3
2
2
 t∑ = 15.365. 3 .24. 3 = 58400 (giờ)
19


Đồ án chi tiết máy

Tra theo bảng 6.2[1]: Với vật liệu thép 45 tôi cải thiện được: S H  1,1 , S F  1,75 .

- Với bánh nhỏ (bánh 1):
N HO1  30.H HB1 2,4  30.1902,4  8,8.106
2,4
N HO2  30.H HB
 30.1802,4  7, 7.10 6
2
3

�T �
60.c.�� i �.ni .ti
�Tmax �
+NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.NHE =

Ti , ni , ti lần lượt là momen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i
của bánh răng đang xét.
3

�T �
 60.c.�� i �.ni .ti
�Tmax �

� N HE1





 60.1.2907.58400. 0,53.0,15  13.0, 25  0,93.0, 6  719, 2.107

=>Vì

N HE1  N H 01

nên ta lấy

N HE1  N H 01

, do đó

K HL1  1

.

Ta có:
N HE2 

N HE1
u1

� N HE2 

719, 2
 133,18.107
5, 4

Bắt đầu từ NH0 đường cong mỏi gần đúng là 1 đường thẳng song song trục hoành
tức là trên khoảng cách này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi vì vậy
NHE2> NHO2 Do đó: KHL2 = 1
 H0 lim1  2.HB1  70  2.190  70  450( MPa)

Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ là:
[ H1 ] 

 H0 lim1
SH

.( Z R .ZV .K XH ).K HL1 

450
.1.1  409, 09( MPa)
1,1

 H0 lim2  2.HB2  70  2.180  70  430( MPa)

.
20


Đồ án chi tiết máy

Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn là:
[ H 2 ] 

 H0 lim2
SH

.( Z R .ZV .K XH ).K HL 2 

430
.1.1  390,91( MPa)

1,1

Vậy ta tính ứng suất uốn cho phép là:
σoFlim1
σoFlim1
342
[σF ] =
.YR .Ys .K xF .K FC .K FL =
.K FC .K FL =
.1.1 = 195, 42(MPa)
1
1
1
SF
SF
1,75
[σF ] =
2

σoFlim2
σo
324
.ZR .ZV .K xH .K FC .K FL = Flim2 .K FC .K FL =
.1.1 = 185,14 (MPa)
2
2
SF
SF
1,75

- Bộ truyền bánh răng cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng
suất tiếp xúc là giá trị trung bình của
[ H ] 

Mà

[ H1 ]

[ H1 ]  [ H 2 ]
2



và

[ H 2 ]

(trang 95)

409, 09  390,91
 400( MPa )
2
.

  H  �1, 25  H  min

Với [ H ]min  [ H ]  390, 91( MPa)
2

2

� 1, 25.[ H ]min  1, 25.390,91  488, 63( MPa)
� [ H ]  400(MPa ) �1, 25.[ H ]min  488, 63( MPa)

Như vậy thoả mãn điều kiện yêu cầu.
- Ứng suất cho phép khi quá tải:
+ Với bánh răng thường hóa ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ H1 ]max  2,8 ch  2,8.340  952 MPa)
[ H 2 ]max  2,8 ch  2,8.340  952( MPa)

+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải khi HB �350 :
[ F1 ]max  0,8 ch  0,8.340  272( MPa)
21


Đồ án chi tiết máy

[ F2 ]max  0,8 ch  0,8.340  272( MPa)

2.2.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:
- Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục aw, nó được xác định
theo công thức:
a w1  K a (u1  1) 3

T1 K H 
[ H ]2u1 ba1

Trong đó: Ka_ Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, theo
bảng 6.5, với cặp vật liệu thép – thép:Ka = 43MPa1/3;
u1_ Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh u1 = 5,4;

T1: Momen xoán trên trục bánh chủ động.
(N.mm)
 ba1 

KH

T1 

35972,65
 17986,32
2

bw1
aw1 : Tra bảng 6.6, với vị trí không đối xứng, chọn  ba1  0,3

_ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về tiếp xúc, trị số của

KH 

tra trong bảng 6.7, tùy thuộc vào vị trí của bánh

răng đối với các ổ và hệ số  bd 1
 bd 1  0,5 ba (u1  1)  0,5.0,3(5, 4  1)  0,64

� K H   1, 07
Với  bd  0,64 , sơ đồ 3

Vậy:

a w  43.(5, 4  1) 3

17986,32.1,07
 105, 09(mm)
4002.5, 4.0,3

a w  106(mm)
Chọn
2.2.4. Xác định các thông số ăn khớp
2.2.4.1. Xác định môđun:

- Môđun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết
kế, sau khi tính được khoảng cách trục aw1 có thể dựa theo công thức sau để tính
môđun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
mn  (0,01 �0,02)a w1  (0,01 �0,02).106=(1,06 �2,12) (mm)
Theo bảng 6.8[1],chọn mô đun tiêu chuẩn là: mn = 2 (mm).
22


Đồ án chi tiết máy

2.2.4.2. Xác định số răng, góc nghiêng  và hệ số dịch chỉnh x:
- Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ nhất Z1, số răng bánh lớn nhất Z2,
góc nghiêng  của răng và mô đun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau
theo công thức:
a w1 

mn .( Z1  Z 2 )
2.cos 

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Chọn sơ bộ

  35�� cos  cos35� 0,82
Số răng bánh nhỏ Z1:
Z1 

2.aw .cos 2.106.0,82

 13,58
mn .  u1  1 2.(5, 4  1)
�

Chọn Z1 = 14 (răng);
Số răng bánh lớn Z2 là: Z 2  u1.Z1  5, 4.14  75,6 � Chọn Z2 = 76 (răng);
Số răng tổng : Zt = Z1 + Z2 = 14+76= 90 (răng).
- Tính lại :
cos 
a w1 

mn .Z t
2.90

 0,84 �   310
2.aw
2.106

mn .( Z1  Z 2 ) 2.(14  76)

 106( mm)

2.cos 
2.cos31�

Do đó tỉ số truyền thực tế là:

um 

Z 2 76

 5, 4
Z1 14

Xét điều kiện sai lệch cho phép là �4% :
um  u1
5, 4  5, 4

.100%  0%  4%
u1
5, 4

Vậy ta chọn aw1 , Z1 , Z 2 , mn là thỏa mãn.
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ (bánh chủ động):

d w1 =

2.aw1 2.106

 33,12(mm)
um  1 5, 4  1

Góc profin gốc: α = 200 (Theo TCVN 1065 – 71)
Góc profin răng: αt = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg200/cos310)= 230
Chiều rộng vành răng: b w  a w1. ba1  106.0,3  31,7(mm)
Chọn b w  32(mm)
23


Đồ án chi tiết máy

Hệ số trùng khớp ngang:
�
�
�1 1 �
�
�
�1 1 �
1  �
1,88  3, 2. �  �
.cos   �
1,88  3, 2. �  �
.cos31� 1, 4
�
�
Z
Z
14
76
�
�
�

�
�
1
2
�
�
�
 1 

bw .Sin 32.sin31�

 1,8
mn .
2.

Hệ số trùng khớp dọc:
Vì không yêu cầu đảm bảo khoảng cách trục cho trước nên có thể chọn không cần
dịch chỉnh.
2.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều
kiện sau:
 H  Z M .Z H .Z .

2.T1.K H .(u1  1)
�[ H ]
bw .u1.d w 1 2

Trong đó:ZM_ Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng
6.5[1]: ZM = 274(MPa)1/3;
ZH_ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

ZH 

2Cos  b
Sin 2 tw

;
Với: b_ Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tg b  cos t .tg 

0
Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:  tw   t  23
� tg b  cos t .tg   cos230.tg 310  0,55

� b  280
ZH 

2.cos 280
 1, 6
sin 2.230

Vậy
Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ;
Với hệ số trùng khớp dọc

  1  1,8  1
Z 

,theo công thức 6.36c[1]:
1
1


 0,8

1, 4

KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K

Với: H 
răng ;

 1, 07

.

K H  K H  .K H .K Hv

_ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

24


Đồ án chi tiết máy

K H

_ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp;
Trị số của cấp chính xác (phục vụ việc xác định K H và KHV ) được tra theo bảng
6.13[1], phụ thuộc vào vận tốc.Với vận tốc xác định theo công thức:

v

 .d w .n1  .33,12.2907

 5(m / s)
60.103
60.103
;

Với v = 5 (m / s) , ta chọn cấp chính xác là 8
� K Hα = 1, 09
Và tra bảng (6.14)[I]
KHv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo công thức:
K Hv = 1+

Với

v H .b w .d w1
2.T1.K Hβ .K Hα

(6.41)[1]

vH theo công thức:
vH =δ H.g o.v.

aw
u1

(6.42)[1]

Tra bảng (6.15)và bảng (6.16)[I]cấp chính xác 8 ta có: δH = 0,002 và g o = 56 .
a w1
106
� v H =δ H.g o.v.
= 0, 002 . 56 . 5.
= 2, 48
u1
5, 4
.
� K Hv = 1+

v H .b w .d w1
2, 48 . 32 . 33,12
= 1+
= 1,04
2.T1.K Hβ .K Hα
2 .17986,32 .1, 07 .1,09

� K H = K Hβ .K Hα .KHv = 1,07 . 1, 09 . 1,04 = 1, 2

Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc là:
σ H = ZM .ZH .Zε .

2.T1.K H .(u t +1)
2 .17986,32 .1, 2 . (5,4 +1)
= 274 .1,6 . 0,8 .
2
b w .u t .d w
32 . 5,4 . 33,122

1

σ H = 378,71(MPa)

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với: 

σ H  cx =  σ H  .ZR .ZV .K Hv

.

25