Đồ án cơ sở thiết kế máy Hutech (Phương án IC)

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ TP. HỒ CHÍ MINH
VIỆN KỸ THUẬT HUTECH

ĐỒ ÁN MÔN CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Giảng viên hướng dẫn: TH.S Nguyễn Tiến Nhân
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Duy Linh
MSSV: 1611030166

Lớp: 16DCTA2


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

TP. Hồ Chí Minh, tháng 6 năm 2018

2
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

2


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S
LỜI NÓI ĐẦU

Ngày nay, Việt Nam đang trong quá trình hội nhập thế giới, khoa học
và kỹ thuật ngày càng đòi hỏi nhiều sự tiến bộ vượt bậc, đặc biệt là trong
các ngành kỹ thuật nói chung và ngành cơ khí chế tạo máy nói riêng. Để
đạt được sự tiến bộ đó, các kỹ sư đòi hỏi phải có đầy đủ những kiến thức
chuyên sâu và thực tiễn. Như vậy, đồ án môn học Thiết kế máy tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình
đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư ngành chế tạo máy. Đồ án
môn học Thiết kế máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá
lại các kiến thức của các môn học chuyên ngành như: Chi tiết máy, sức
bền vật liệu, dung sai, vẽ kỹ thuật. Đồng thời giúp sinh viên làm quen dần
với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho đồ án tốt nghiệp sau này.
Đề tài nghiên cứu là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có động cơ
điện thông qua khớp nối truyền động tới hộp giảm tốc một cấp bánh răng
trụ răng nghiêng, sau đó qua bộ truyền xích ngoài và cuối cùng truyền
chuyển động tới băng tải.
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp
nên còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham
khảo các tài liệu và bài giảng của các môn song bài làm của em không thể
tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo
thêm của các thầy trong bộ môn để em có thể củng cố và hiểu sâu hơn,
nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong khoa và bộ
môn, đặc biệt là thầy Nguyễn Tiến Nhân đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo
cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao. Những tháng ngày nghiên cứu
thiết kế đã giúp em tiếp cận được nhiều kiến thức hơn và ngày một trưởng
thành hơn.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!

3
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

3


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

Nguyễn Duy Linh

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ TP. HCM
KHOA CƠ - ĐIỆN - ĐIỆN TỬ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ: IC
Phương án: I c

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I – Thiết kế trạm dẫn động cho băng tải
theo thứ tự sơ đồ truyền động như sau:
1. Động cơ điện
2. Khớp nối
3. Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng
4. Xích truyền động
5. Tang và băng tải
II – Các số liệu ban đầu:

1

2

3

4

-

Lực kéo băng tải P (N): 6600

-

Vận tốc băng tải V (m/s): 1,55

-

Đường kính tang D (mm): 210

-

Thời hạn phục vụ 5 năm

-

Sai số cho phép về tỉ số truyền i = (2 ÷3)%

-

Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thai đổi
không đáng kể, mỗi năm làm việc 300 ngày.

5

v

III. Nhiệm vụ:
4
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

4


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
1.
2.
3.
4.

TH.S

Lập sơ đồ động để thiết kế, tính toán
Một bản thuyết minh để tính toán
Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ giấy A0
Nộp File điện tử (thuyết minh word và bản vẽ AutoCAD 2007) qua
Email cho GVHD trước ngày bảo vệ (Điều kiện bắt buộc để có điểm
quá trình)
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Duy Linh
Giáo viên hướng dẫn: Ths Nguyễn Tiến nhân

5

Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

5


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

BẢNG NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
Giáo viên hướng dẫn......................................................................:
Họ và tên sinh viên :.......................................................................
Lớp

:.......................................................................

MSSV

:.......................................................................

Tên đề tài

:.......................................................................

......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................

......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................
Điểm đánh giá : ................Xếp loại : ...........................................
TP Hồ Chí Minh, ngày

tháng

năm 2018
Giáo viên hướng dẫn
(ký tên và ghi rõ họ tên)

6
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

6


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

BẢN NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN PHẢN BIỆN
Giáo viên phản biện:.......................................................................
Họ và tên sinh viên :.......................................................................
Lớp

:.......................................................................

MSSV

:.......................................................................

Tên đề tài

:.......................................................................

......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................
......................................................................................................
Điểm đánh giá : ................Xếp loại : ...........................................
TP Hồ Chí Minh, ngày

tháng

năm 2018
Giáo viên phản biện
(ký tên và ghi rõ họ tên)

7
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

7

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

Mục lục

8
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

8


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
Chọn động cơ điện

1.1

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ:

Hiện nay trên thị trường có 2 loại động cơ điện là động cơ
1 chiều và động cơ xoay chiều. Để thuận tiện và phù hợp với lưới
điện hiện nay ta chọn động cơ xoay chiều. Trong các loại động cơ
xoay chiều ta chọn loại động cơ không đồng bộ 3 pha roto lồng
sóc ( còn gọi là ngắn mạch ) với những ưu điểm như : dễ tìm, kết
cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc đáng tin

cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha mà không cần biến
đổi dòng điện.
1.1.2 Tính toán sơ bộ:

1/ Công suất làm việc :

-

-

2/ Hiệu suất của hệ thống:

Trong đó, tra bảng 2.3[1] tr19 ta được:
br : hiệu suất bộ truyền động bánh răng trụ răng nghiêng: 0,97
x : hiệu suất bộ truyền động bộ truyền xích: 0,93
ol : hiệu suất bộ truyền động mỗi cặp ổ lăn: 0,99
: hiệu suất khớp nối: 0,99

3/ Công suất cần thiết trên trục động cơ:
4/ Số vòng quay trên trục công tác:
5/ Tỉ số truyền sơ bộ:

-

Theo bảng 2.4 Tr21 [1] ta có:
+ Tỉ số truyền bộ truyền xích:
+ Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng nghiêng

-

6/ Số vòng quay trên trục động cơ:
7/ Chọn động cơ:
Động cơ được chọn phải thỏa mãn:

-

Trang bảng P.13 [1]tr238

-

Động cơ: 4A160S2Y3
Pđc (kW)
nđc (v/ph)
15
2930

9
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

ɳ%
88

D(mm)
38
9


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

1.2

TH.S

Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ
thống:

Tỉ số truyền của hệ:

Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài
Tỉ số truyển của hộp giảm tốc:
Tỉ số truyển của hộp giảm tốc:
1.3 Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động:
1.3.1 Số vòng quay trên các trục:

•
•

Số vòng quay trên trục động cơ:
Số vòng quay trên trục I:

•

Số vòng quay trên trục II:

•

Số vòng quay trên trục công tác:

1.3.2 Công suất trên các trục:

•
•

Công suất trên trục động cơ: Pct = Plv = 11,8 (KW)
Công suất trên trục I:

•

Công suất trên trục II:

•

Công suất trên trục của trục công tác:

1.3.3 Mômen xoắn trên các trục:

 Mô men xoắn trên trục động cơ:
 Mô men xoắn trên trục I:
 Mô men xoắn trên trục II:
 Mô men xoắn trên trục công tác:
1.3.4

Bảng các thông số động học:

10
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

10

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trục

TH.S

Động cơ

Trục I

Trục II

Trục công
tác

P(KW)

15

11,565

11,106

10,225

n(vg/ph)

2930

2930

563,895

130,97

T(N.mm)

38460,75

188088,739

760436,617

Thông
số

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
NGOÀI HỘP (BỘ TRUYỀN XÍCH)
Thiết kế bộ truyền xích gồm các bước như sau:
- Chọn loại xích
- Chọn số răng đĩa xích, xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền
mòn và xác định các thông số khác của xích và bộ truyền.
- Kiểm tra xích về độ bền.
- Thiết kế kết cấu đĩa xích và xác định lực tác dụng lên trục.
Thông số yêu cầu:
-

P = PII = 11,106 ( KW)
T = TII = 188088,739(N.mm)
n = nII = 563,895 (v/ph)

u = ux = 4

2.1 Chọn loại xích:
Chọn loại xích ống con lăn do tải trọng không quá lớn và vận
tốc thấp.

11
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

11


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

2.2 Chọn số rang đĩa xích:
Dựa vào bảng 5.4[1] với tỉ số truyền u=4 ta chọn số răng
≥

Z1=29- (2.4)=21 với điều kiện 29-(2u) 19 và lấy theo số lẻ.
Vậy ta có: Z2=4. Z1=4.21=84 ≤120 Z2=84 .

2.3 Xác định bước xích :
Bước xích p được tra bảng 5.5[1] với điều kiện P t ≤ [P], trong
đó:
•Pt-Công suất tính toán: Pt=P.k.kZ.kn
Ta có:
Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số
răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ là:

Z01 = 25
N01 = 400 (v/ph)
Do vậy ta tính được:
với Kz là hệ số răng
với Kn là hệ số vòng quay
k=k0 ka kđc kbt kđ. kc,trong đó: Tra bảng 5.6[1]
k0- Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: với k 0=1.
ka- Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
⇒
Chọn a=(30÷50)p ka=1
kđc-Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (điều
chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích) : kđc=1
kbt-Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: k bt=1,3( Bộ truyền làm việc
trong môi trường có bụi, chất lỏng bôi trơn đạt yêu cầu ).

⇒

kđ- Hệ số tải trọng động ( tải trọng va đập nhẹ ) : kđ=1,35
kc-Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với số ca làm
việc là 2 ta có kc=2

⇒

k=k0 ka kđc kbt kđ. kc=1.1.1. 1,3. 1,35. 2 = 3,51
•Công suất cần truyền : P=11,106(KW)
Do vậy ta có: Pt=P.k.kZ.kn=11,106 . 3,51. 0,709.1,19 = 32,89 (KW)
Tra bảng 5.5[1] với điều kiện
- Pt = 32,89 [P]
- n01 = 400 (v/ph)
ta có:

• Bước xích: p=38,1 mm
• Đường kính chốt: dc=11,12 mm
• Chiều dài ống: B=35,46 mm
• Công suất cho phép: [P]=57,7 KW .

2.4 xác định khoảng cách trục và số mắt xích:
•
•

Chọn sơ bộ khoảng cách trục: a=40.p=40.38,1=1524 (mm)
Số mắt xích:

12
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

12


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

•
•

chọn số mắt xích là số chẵn: 136
Tính lại khoảng cách trục

•

Để xích không quá căng thì cần giảm a một lượng:

•

Do đó:

Số lần va đập của xích i:
Tra bảng 5.9[1] với loại xích ống con lăn, bước xích
p=31,75mm

⇒

Số lần va đập cho phép của xích: [i]=35

Z .n2 21.563,895
i= 1 =
= 5,8 < [i] = 35
15.x
15.136

2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Q
s=
≥ [s]
k .Ft + F + Fv
0
đ

,với:
Q- Tải trọng hỏng: Tra bảng 5.2[1] với p=38,1 mm ta được:

•Q=127.103 (N)
•Khối lượng 1 mét xích: q=5,5 (kg)
kđ-Hệ số tải trọng động:
do điều kiện làm việc va đập nhẹ
Ft-Lực vòng:
Ta có:

⇒

kđ=1,2

Z1. p.n2 21.38,1.563,895
=
= 7,52(m / s)
60000
60000
1000.P 1000.P 1000.11,106
Ft =
=
=
= 1476,86( N )
v
v
7,52

v=

Fv-Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
..

F0-Lực do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

F = 9,81.k .q.a
0
f

,trong đó;

kf –Hệ số phụ thuộc độ võng của xích:
F = 9,81.4.5,5.1,557 = 336,03( N )
⇒ 0

⇒

kf=4

[s]-Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng 5.10[1] với p=38,1(mm);
n1=563,895 (v/ph) ta được [s]=13,2
Do vậy:

13
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

13


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

s=
⇒

TH.S

Q
127000
=
= 52,495 ≥ [s]=13,2
kđ .Ft + F0 + Fv 1,2.1476,86+336,03+311,03

thỏa mãn, bộ truyền đảm bảo đủ bền.

2.6 Xác định thông số của xích:
Đường kính vòng chia:

p
38,1

=
= 255,63(mm)
 d1 =
Π
 180 

sin  ÷ sin  21 ÷

Z ÷

 1

p

38,1
d =
=
= 1018,95(mm)
 2
 Π 
 180 

÷ sin  84 ÷
sin 


Z ÷

 2

Đường kính đỉnh răng:




 d = p 0,5 + cot g  Π ÷ = 38,1. 0,5 + cot g  180   = 271,82(mm)

 21 ÷
 a1

 Z ÷




 1 




 Π 




÷ = 38,1. 0,5 + cot g  180 ÷ = 1037,29(mm)
= p 0,5 + cot g 
d

 Z ÷
 84  
 a2

 2 



Bán kính đáy răng:

có

r = 0,5025.d + 0,05
1

với d1 tra theo bảng 5.2[1]

d = 22, 23 ⇒ r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11, 22(mm)
1

Đường kính chân răng:

= d − 2r = 255,63 − 2.11,22 = 233,19(mm)
d
1
 f1

d f 2 = d 2 − 2r = 1018,95 − 2.11,22 = 996,51(mm)


•Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc theo công thức 5.18[1] :

σ

E
= 0,47 kr ( Ft K + F )
H1
đ
vđ A.k
đ

Kđ-Hệ số tải trọng động:
Kđ=1,2
A-Diện tích của bản lề: Tra bảng 5.12[1] với p=38,1(mm)
ta có A=395 mm2.
kr-Hệ số ảnh hưởng của răng đĩa xích, tra ở trang 87[1] theo số

răng Z1=25
ta có kr=0,46 ( dùng phép nội suy)
14
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

14


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

kđ-Hệ số phân bố tải không đều giữa các dãy;với 1 dãy Kđ=1,2
Fvđ-Lực va đập trên m dãy xích:

F = 13.10−7.n2 . p3.m = 13.10−7.563,895.38,13.1 = 40,54 ( N )
vđ

E-Mô đun đàn hồi:

E=

2E E
1 2 = 2,1.105 (MPa)
E +E
1 2

đĩa xích đều làm bằng thép.

σ

H1

do E1= E2=2,1.105(MPa), cả hai

E
= 0, 47 kr ( Ft K + F )
đ
vđ A.K

đ

2,1.105
σ
= 0, 47 0,46.(1476,86.1, 2 + 40,54)
= 285,67( MPa)
H1
395.1, 2
Tra bảng 5.11[1] ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với đặc
tính: tôi cải thiện.

2.7 Xác định lực tác dụng lên trục:
Fr=kx.Ft

Trong đó:
kx-Hệ số kể đến trọng lượng của xích: kx=1,15
Ft-Lực vòng: Ft=1476,86(N)
⇒
Fr= 1,15.1476,86=1698,366(N)

2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích:
-

P = PII = 11,106 ( KW)
T = TII = 188088,793 (N.mm)
n = nII = 563,895 (v/ph)
u = ux = 4

Bảng 2.1: Các thông số của bộ truyền xích
Thông số
Ký hiệu
Giá trị
Loại xích
-----Xích ống con lăn
Bước xích
p
38,1 mm
Số mắt xích
x
136
Chiều dài xích
L
Khoảng cách trục
a
1552mm
Số răng đĩa xích nhỏ
Z1
21
Số răng đĩa xích lớn
Z2

84
15
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

15


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Vât liệu đĩa xích
Đường kính vòng chia
đĩa xích nhỏ
Đường kính vòng chia
đĩa xích lớn
Đường kính vòng đỉnh
đĩa xích nhỏ
Đường kính vòng đỉnh
đĩa xích nhỏ
Bán kính đáy
Đường kính chân răng
đĩa xích nhỏ
Đường kính chân răng
đĩa xích nhỏ
Lực tác dụng lên trục

TH.S

------

Thép C45(tôi cải

thiện)

d1

255,63mm

d2

1018,95mm

da1

271,82mm

da2

1037,29mm

R

11,22mm

df1

233,19mm

df2

996,51mm

Fr

1698,366N

16
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

16


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
TRONG HỘP
(BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG)
Thông số đầu vào:

 P = P = 111,565( KW )
I

T1 = T = 37694, 795( N .mm)

I

n1 = nI = 2930(v / ph)

u = ubr = 5,196

3.1 Chọn vật liệu làm bánh răng :
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa
trong thiết kế ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
Tra bảng 6.1[1] ta chọn: Vật liệu nhóm I
-Vật liệu bánh lớn :
• Nhãn hiệu thép : C45
• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
• Độ rắn : HB = 241÷285 ; Chọn : HB 2=250
• Giới hạn bền : σb2 = 850(MPa)
• Giới hạn chảy : σch2 = 580(MPa)
-Vật liệu làm bánh nhỏ :
• Nhãn hiệu thép : C45
• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
• Độ rắn : HB = 241÷285 ; Chọn : HB 1= 280
• Giới hạn bền : σb1 = 850(MPa)
• Giới hạn chảy : σch1 = 580(MPa)

3.2 Xác định ứng suất cho phép :
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc [σH] và ứng suất uốn cho phép[σF]:

σo
H lim Z Z K K
[σ ]=
R v xH HL
 H
S

H

σo


F lim Y Y K K
[σ F ] =
R S xF FL
S

F


Trong đó :

17
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

17


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

=1
 Z Zv K
 R
xH

Y Y K
=1

 R S xF

-Chọn sơ bộ:
-SH,SF –Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn :
Tra bảng 6.2[1] với :
• Bánh răng chủ động : SH1 = 1,1 ; SF1 = 1,75
• Bánh răng bị động : SH2 = 1,1; SF2 = 1,75
o
o
-σ H lim , σ F lim - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ
cơ sở :
σ 0
= 2 HB + 70
 H lim

σ 0
= 1,8HB
 F lim

⇒

Bánh chủ động

σ 0
= 2 HB + 70 = 2.280 + 70 = 630( MPa)
 H lim1
1

σ 0
= 1,8HB = 1,8.280 = 504( MPa)
1

 F lim1

σ 0
= 2 HB + 70 = 2.250 + 70 = 570(MPa)
 H lim2
2

σ 0
= 1,8HB = 1,8.250 = 450(MPa)
2
 F lim2

Bánh bị động
-KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền:

m N
K
= H H0
 HL
N
HE



m N
= F F0
K
N
 FL

FE


, Trong đó:
+ mH,mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do

⇒

bánh răng có HB <350
mH = 6 và mF = 6
+ NH0 , NF0 – Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

2,4
N
 H 0 = 30.HB

N
= 4.106
 F0
Do vậy:

18
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

18


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

2,4
2,4 = 22,4.106
N
 H 01 = 30.HB1 = 30.280

2,4
2,4 = 17,06.106
 N H 02 = 30.HB2 = 30.250

N
=N
= 4.106
F
01
F
02

+ NHE, NFE -Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền

⇒

chịu tải trọng tĩnh
NHE= NFE=60.c.n.t∑ , trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay: c =1
n- vận tốc vòng của bánh răng.
t∑ - tổng số giờ làm việc của bánh răng.

=N
= 60.c.n .t = 60.1.2930.24000 = 4219200000

N
FE1
1 ∑
 HE1
⇒
n
2930
N
=N
= 60.c.n .t = 60.c. 1 .t = 60.1.
.24000 = 812009237, 9
HE
2
FE
2
2
∑
∑
u
5,196


Ta có:
NHE1>NH01
NHE2>NH02
NFE1>NF01
NFE2>NF02

⇒
⇒

⇒
⇒

lấy NHE1= NH01
lấy NHE2= NH02
lấy NFE1= NF01
lấy NFE2= NF02

⇒
⇒
⇒

KHL1=1
KHL2=1

⇒

KFL1 =1
KFL2=1

Do vậy ta có:


σo
630
[σ
]= H lim1 Z Zv K K
=
.1.1 = 572,72(MPa)
R

xH
HL1 1,1
 H1
S
H1

o

σ
570
[σ
]= H lim2 Z Z v K K
=
.1.1 = 518,18(MPa )
R
xH HL2 1,1
 H2
S

H2

o
σ

504
F lim1 Y Y K K
=
.1.1 = 288(MPa)
[σ ] =
R S xF FL1 1,75

S
 F1
F1

o
σ

450
] = F lim2 Y Y K K
=
.1.1 = 257,14(MPa )
[σ
R
xF
F
2
S
FL
2
S
1,75

F2


Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có thể lấy
trung bình giá trị của hai bánh để tính toán. Vậy ứng suất cho phép
là:

19

Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

19


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

⇒

[σ

H

]=

TH.S

[ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] = 572, 72 + 518,18 = 545, 45 (Mpa)
2

2

3.2.2 Ứng suất cho phép khi quá tải:
[σ ]
= 2,8.max(σ ,σ
) = 2,8.580 = 1624( MPa)
ch1 ch2
 H max

[σ F1]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( MPa)


]
= 0,8.σ
= 0,8.580 = 464( MPa)
[σ
ch2
 F 2 max

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
TK
1 Hβ
aw = K a (u + 1)3
[σ ]2.u.ψ
H
ba

,với:
-Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng. Tra
bảng 6.5[1]

⇒

Ka=43 MPa1/3
-T1- Môment xoắn trên trục chủ động: T1=37694,795(N.mm)
-[σH]-Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]=545,45(MPa)
-u - Tỉ số truyền: u = 5,196
-ψba,ψbd - Hệ số chiều rộng vành răng:
Tra bảng 6.6[1] với bộ truyền đối xứng, HB<350, ta chọn được
ψba=0.4;
ψbd=0,5. ψba.(u+1)=0,5.0,4.(5,196+1)=1,2392

- KHβ,KFβ - Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng 6.7[1]
với ψbd=1,2392 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 và dùng phép nội suy ta
được:

= 1,09
K
 Hβ

 K F β = 1,23


Do vậy ta có:

aw = Ka (u + 1)3

TK
37694,795.1,2392
1 Hβ
= 43.(5,196 + 1)3
= 112,63(mm)
2
2
[σ ] .u.ψ
545, 45 .5,196.0, 4
H
ba

Chọn aw= 140 (mm)

3.4 Xác định thông số ăn khớp:
3.4.1 Môđun pháp:
m = (0,01÷0,02)aw
20
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

20


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

Tra bảng 6.8[1] chọn m theo tiêu chuẩn: m=2
Chiều rộng vành răng :
bw = aw . ψba = 140 . 0,4 = 54 ( mm )
Công thức quan hệ : aw = =
Chọn sơ bộ β = 140
3.4.2 Xác định số răng:

Ta có:

β

=14o

2a cosβ 2.140.0,97
Z = w
=
= 21,92

1 m.(u + 1) 2.(5,196 + 1)

;Chọn Z1=22
Z2= u.Z1=5,196.22=114,31; Chọn Z2=114
Tỉ số truyền thực tế:

Z
114
ut = 2 =
= 5,182
Z
22
1

Sai lệnh tỉ số truyền:
u −u
5,182 − 5,196
∆u = t
.100% =
.100 = 2,69% < 4% ⇒
u
5,196
thỏa mãn.
Góc nghiêng :
Cosβ = =

⇒

2.(22 + 114)
= 0, 97

2.140

β = 14o

3.5 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:
• Khoảng cách trục : aw = 140 ( mm )
• Đường kính vòng chia :
2.22
0,97
d1 = =
= 45,35 ( mm )
2.114
0,97
d2 = =
= 234,98 ( mm )
• Đường kính vòng lăn :
2.140
5,182 + 1

dw1 = =
= 45,293 ( mm )
dw2 = uh . dw1 = ,182 . 45,293 = 234,708 ( mm )
• Đường kính đỉnh răng :
da1 = d1 + 2mn = 45,35 + 2 . 2 = 49,35 ( mm )
21
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

21

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

da2 = d2 + 2mn = 234,98 + 2 . 2 = 238,98 ( mm )
• Đường kính chân răng :
df1 = d1 – 2,5mn =45,35 – 2,5 . 2 = 40,35 ( mm )
df2 = d2 - 2,5mn = 224,98 – 2,5 . 2 = 2229,98 ( mm )
• Góc profin gốc α = 200
• Đường kính cơ sở :
db1 = d1cos α2 = 45,35 . cos200 = 42,615 ( mm )
db2 = d2cos α2 = 234,98 . cos200 = 220,809 ( mm )
• Góc profin răng :
α t = arctg ( tg α / cosβ ) = 20,560
• Góc ăn khớp :
α tw = α t = 20,560
• Hệ số trùng khớp dọc :
54.sin14
2.3,14
εβ = =
= 2,08
• Hệ số trùng khớp ngang :
εα = [ 1,88 – 3,2 ()]cosβ = [1,88 – 3,2 (
= 1,656 > 1,2

1
1
+
22 114

)] . cos (140)

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:
3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
Ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc phải thỏa mãn
điều kiện :

σ H = Z M Z H Zε

2T .K .(ut + 1)
1 H
≤ [σ ]
H
2
bw .ut d
w1

Trong đó :
Z m : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
tra trong bảng 6.5[1] có được ZM = 274 ( MPa 1/3 )
ZH : Hệ số kể đến bề mặt tiếp xúc : ZH =
là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở
tg = cos . tg = cos(20,56) . tg(14) => = 13,140
2 cos(13,14)
sin(2.20,56)

Vậy ta có ZH =
= 1,72
Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Zε =

vì εβ = 2,08 > 1; εα = 1,656 > 1,1
=> Zε = = 0,777
22
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

22


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : KH = KHβ. KHα. KHv
Trong đó :
Với ψ bd = 0,5 . ψba (uh + 1) = 0,5 . 0,4 . (5,182 + 1 ) =
1,2364
KHβ = 1,07 tra theo bảng 6.7 [1] ứng với sơ đồ 6.
K Hα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp.
Vận tốc vòng của bánh răng :

v= =

3,14.45, 293.2930
60000

= 6,95 ( m/s )

Tra bảng 6.13[1] Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng v < 10 (m/s)
=> Cấp chính xác của bánh răng là 8.

Tra bảng 6.14[1] được KHα = 1,13.
KHv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiên trong vùng ăn
khớp.
KHv = 1 +

Với vH = gov = 0,002 . 56 . 6,95.

140
5,196

= 4,04 (m/s)

( trong đó là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,
tra trong bảng 6.15[1] được = 0,002; go là hệ số kể đến ảnh hưởng
của các bước răng 1 và 2, tra trong bảng 6.16[1] được g o = 56 )
4,04.54.45, 293
2.37694, 795.1, 07.1,13

=> KHv = 1 +
= 1,108
=> KH = 1,07 . 1,13 . 1,108 = 1,34
23
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

23


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc là :

= 271 . 1,72 . 0,777 .

2.37694, 795.1,34.(5,182 + 1)
54.5,182.45, 2932

= 377,759

( MPa )
Như vậy:
< []
Ta có độ chênh lệch giữa và []cx :

[] =

| 545, 45 − 517,93 |
545, 45

.100% = 0,3074% < 4%

bw1 = 54mm 


bw 2 = 59mm 


 để đảm quá trình ăn khớp

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc và vật liệu chế
tạo bánh răng được tiết kiệm tối ưu.
3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân
răng không được vượt quá một giá trị cho phép :

σ F1 =
σ F2 =

2T1. K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

≤ [σ F 1 ]

σ F 1 .YF2
≤ [σ F 2 ]
YF1

Trong đó

T1 mô men xoắn trên bánh chủ động ( Nmm )
m: mô đun pháp m=2 ( mm )
bw: chiều rộng vành răng ( bw1 = 54 mm )
dw1: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm (dw =
45,293 mm)
Yε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Yε = = =
0,604
Yβ : hệ số kể đến độ ngiêng của răng : Y β = 1 - = 1 -

14

140

= 0,9
24
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

24


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TH.S

YF1 và YF2 hệ số dạnh răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào
số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh.
Số răng tương đương :
22
0,97 3
Zv1 = =
= 24,083
114
0,97 3

Zv2 = =
= 124,794
Vì răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0
Tra bảng 6.18[1] trị số của hệ số dịch chỉnh răng ta được
YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6
Tra bảng 6.7[1] (sơ đồ 6) trị số của hệ phân bố không đều tải trọng
trên chiều rộng vành răng được KFβ = 1,19

Tra bảng 6.14[1] : KFα = 1,37
KFv là hệ số kể dến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn
Với

KFv = 1 +

= = 0,006 . 56 . 6,95 .
 KFv = 1 +

140
5,182

= 12,138

12,138.54.45, 293
2.37694, 795.1,19.1,37

= 1,24

Hệ số tải trọng khi tính đến uốn :
KF = = 1,19 . 1,37 . 1,24 = 2,02
Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động :
2.72245.1,64.0,58.0,88.3,9
59, 44,05.2
= =
= 77,1 (MPa)
Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh bị động :
77,1.3, 6
3,9

=
= 71,16 (MPa)
Ta thấy [] > => thỏa mãn điều kiện độ bền uốn.

3.7 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh
răng:

25
Nguyễn Duy Linh – 1611030166 – 16DCTA2

25