đồ an thiet kế hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục đh bk

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC:

CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện:
Ngành đào tạo: KỸ THUẬT CHẾ TẠO
Giáo viên hướng dẫn:
Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ:
ĐỀ TÀI
Đề số 7: THIẾT

KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án số:3

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. (quay một
chiều tải va đập nhẹ 1 ca làm việc 8h)
Số liệu thiết kế:
SVTH:

1

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

Công suất trên trục thùng trộn, P(KW)= 5kw
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) =65
Thời gian phục vụ, L(năm)=5
Quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 310 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
Chế độ tải: T1 = T ; t1=45 giây; T2 =0.7T ; t2=21 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:

2

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

MỤC LỤC
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

1.1.1

Chọn hiệu suất của hệ thống..................................................................... 6

1.1.2

Tính công suất động cơ. ........................................................................... 6

1.1.3

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ. ............................................... 6

1.1.4

Chọn động cơ điện ................................................................................... 6

1.2

Phân phối tỷ số truyền .................................................................................. 6

1.3

Bảng đặc trị ................................................................................................... 7

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY .................................... 9
2.1 Thiết kế bộ truyền xích. ................................................................................... 9
2.1.1 Chọn loại xích .......................................................................................... 9
2.1.2 Thông số bộ truyền ................................................................................... 9
2.1.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền ........................................................... 10
2.1.4 Xác định thông số đĩa xích ..................................................................... 11
2.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục ................................................................ 12
2.2

Thiết kế bộ truyền bánh răng. .................................................................... 13

2.2.1 Chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng .......................................................... 14
2.2.2

Xác định ứng suất cho phép của 2 cấp bánh răng ................................... 14

2.2.3

Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm .............................................. 16

2.2.4

Tính bộ truyền bánh răng cấp nhanh....................................................... 20

2.3

Thiết kế trục – chọn then............................................................................ 26

2.3.1 Thiết kế truc. .......................................................................................... 26
2.3.2 Xác định lực tác dụng lên các trục, đường kính các đoạn trục ................ 29
2.3.3

Chọn và kiểm nghiệm then và trục ......................................................... 35

2.4

Tính toán ổ lăn ............................................................................................ 39

2.5

Khớp nối trục đàn hồi ................................................................................ 46

SVTH:

3


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ
LẮP GHÉP ............................................................................................................... 48
3.1

Chọn thân máy ............................................................................................ 48

3.2

Các chi tiết liên quan đến kết cấu hộp giảm tốc ........................................ 50

3.3. Các chi tiết phụ khác .................................................................................. 52
3.4. Bôi trơn hộp giảm tốc ................................................................................. 53
3.5. Dung sai và lắp ghép ................................................................................... 53
KẾT LUẬN .............................................................................................................. 56
TÀI LIỆU THAM KHẢO ....................................................................................... 57

SVTH:

4


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án Thiết kế là một môn học cơ bản đầu tiên của ngành cơ khí,môn học này
không những giúp cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến thức đã được
học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sẽ được học
sau này. Thông qua Đồ án giúp sinh viên vận dụng kiến thức đã học ở các môn vào

thiết kế chi tiết máy cụ thể, đồng thời giúp sinh viên ôn tập lại các kiến thức đã học ở
các môn như Vẽ cơ khí, Chi tiết máy, …Từ các kiến thức bổ trợ ở từng môn này, sinh
viên có thể tổng hợp và đưa ra phương pháp giải các bài toán cơ khí cụ thể, biết cách
sáng tạo và đổi mới.
Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với
sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của
các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh được những
thiếu sót. Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy
cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ.
Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy cô bộ môn, đặc biệt là đã trực
tiếp hướng dẫn,chỉ bảo tận tình giúp sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.

Đại học Bách Khoa, tháng 5 năm 2018
Sinh viên thực hiện

SVTH:

5


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN
PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ
1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống
 tra bảng 2.3 [1] ta chọ hiệu suất như sau:
 ηck= 1 : hiệu suất nối trục duy động (một nối trục duy động)

 ηbr1 = 0,98 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1
 ηbr2 = 0,98 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2
 ηx = 0,93 hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn
 ηol = 0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn ( 4 cặp ổ lăn)
 hiệu suất của hệ thống:
η= ηck. ηbr1. ηbr2. ηx. ηol= 1.0,98.0,98.0,93.0,994=0,858
1.1.2 Tính công suất động cơ.
 Công suất tính toán:
𝑇

Ptt=Ptđ=Pmax.

2

𝑇

2

1
2
√( 𝑇 ) .𝑡1 +( 𝑇 ) .𝑡2

𝑡1 +𝑡2

𝑇 2

=

0,7𝑇 2

( ) .45+( 𝑇 ) .21
5. √ 𝑇
45+21

= 4,58 kw

 Công suất cần thiết trên động cơ:
Pct =

𝑃𝑡
η

=

4,58
0,858

= 5,338 kw

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ.
 Số vòng quay trên trục công tác: nlv= 65 (v/phút)
 Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống.
uch= uh.ux= 8.2,5 =20
 Trong đó
 uh là tỉ số truyền hộp giảm tốc của bánh răng trụ 2 câp uh = 8÷40
 ux là tỷ số truyền của bộ truyền xích ống con lăn ux = 2÷5
 số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv. nch = 65.20= 1300 (vòng/phút)
1.1.4 Chọn động cơ điện
 đều kiện chọn động cơ: Pdc ≥ Pct và ndc≈ nsb

 tra mục lục bảng 1.3 [1] ta chọn động cơ 4A112M4Y3
 bảng thông số động cơ:
Công
𝑇𝑚𝑎𝑥
Vận tốc quay,
Kiểu động cơ
suất
cos𝜑 𝜂%
vg/ph
𝑇𝑑𝑛
kw
4A112M4Y3
5.5
1425
0.85 85.5
2.2
1.2 Phân phối tỷ số truyền

SVTH:

6

𝑇𝑘
𝑇𝑑𝑛
2.0


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

 tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:
𝑛𝑐𝑑

ut = ux uh = ux u1 u2 =

𝑛𝑙𝑣

=

1425
65

= 21.923

 u1 tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh
 u2 tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm
 theo hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục ta có :
u1 = u2 = √𝑢ℎ = √8 = 2,828
 tỷ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc
uh= 2,8282 = 7,9976
 sai số tủy số truyền hộp giảm tốc:
∆=

|8−7,9976|
8

= 0,03%

 tỷ số truyền của bộ truyền xích:

ux =

𝑢𝑡
𝑢ℎ

=

21,923
7,9976

= 2,74

1.3 Bảng đặc trị
a. phân phối công suất trên các trục.
(mặc dù tta chọ động cơ bằng công suất dẳng trị nhưng khi tính toán cho bảng
thông số kỹ thuật ta lại dùng động cơ làm việc tối đa ở đây là 5 kw)
P3 =
P2 =
P1 =

𝑃𝑚𝑎𝑥
𝜂𝑜𝑙 .𝜂𝑥
𝑃3

𝜂𝑏𝑟2 .𝜂0𝑙
𝑃2
𝜂𝑜𝑙 .𝜂𝑏𝑟1
𝑃1

Pđctt =

5

=

0,99.0,93
5,431

=

0,98.0,99
5,598

=

𝜂𝑜𝑙 .𝜂𝑘𝑛

= 5,431kw

0,99.0,98
5,77

=

0,99.1

= 5,598kw
= 5,77kw

= 5,828kw

b. tính toán số vòng quay trên trục
n1 =
n2 =
n3 =
ntt =

𝑛𝑑𝑐
𝑢𝑘𝑛
𝑛1
𝑢1
𝑛2
𝑢2
𝑛3
𝑢𝑥

=

=
=
=

1425

1
1425

= 1425 vg/ph
= 503,9 vg/ph

2,828
503,9
2,828
178,2
2,74

= 178,2 vg/ph
= 65 vg/ph

c. tính momen xoắn trên các trục:
𝑃đ𝑐𝑡𝑡

Tdc = 9,55.106.
T1 = 9,55.106.
T2 =

𝑛𝑑𝑐

𝑃1

𝑛1
𝑃
9,55.106. 2
𝑛2
6 𝑃3

T3 = 9,55.10 .

𝑛3

SVTH:

=

5,828

= 9,55.106.

= 39057,82 Nmm

1425
5,77
9,55.106.
= 38669,12
1425
6 5,598

Nmm

= 9,55.10 .

= 106094,26 Nmm

=

= 291055,28 Nmm

503,9
5,431
9,55.106.

178,2

7


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

Ttt = 9,55.106.

𝑃

𝑛𝑐𝑡

= 9,55.106.

5

65

= 734615,38 Nmm

Bảng thông số kỹ thuật :
Trục
Thông số
Công suất (kW)
Tỷ số truyền
Số vòng quay
(vòng/phút)

Momen xoắn
(Nmm)

SVTH:

Động cơ

I

II

III

5

5,77

5,598

5,431

2,828

1

2,828

Thùng trộn
5,828
2,74

65

1425

503,9

178,2

65

39057,82

38669,12

106094,26

291055,28

734615,38

8


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

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:
Ta có P3 = 5,431kw với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3 = 178,13 vg/ph
 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


Theo bảng 5.4 [1] với ux = 2,74 chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 = 25

 Số rang đĩa xích lớn z2 = ux. z1 = 25.2,74 =68,5 răng => chon z2= 69 răng
(đk là ux. z1 < zmax (120 răng với xích ống, xích con lăn à 140 với xích răng )


Tỷ số truyền chính xác của bộ truyền xích
u=



𝑧2
𝑧1

69

= 25 = 2,76

Theo công thức 5.3 [1] ta có công thức tính công suất tính toán:
Pt =

𝑃3 .𝑘.𝑘𝑧 .𝑘𝑛 .

= 5,431.1.1,1223.2,262 = 13,787 kw

𝑘𝑥

 Trong đó: kz =

𝑧01
𝑧1

=

25

= 1 (hệ số răng) ,kn =

25

𝑛01
𝑛3

=

200
178,13

= 1,1223 (hệ số vòng

quay) kx =1 (số dãy xích bằng 1)
k = k0.ka.kđc.kđ.kc.kbt = 1.1.1.1,2.1,45.1,3 = 2,262
(dựa vào công thức 5.4[1], bảng 5.6[1] và bảng 5.7[1] để chọn)

Với: k0 =1 đường nối 2 tâm của so với đường nằm ngang < 600
ka =1 khoảng cách trục a = (30 ÷ 50)pc
kđc = 1 vị trí điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
kđ = 1,2 tải trọng động va đập nhẹ
kc =1,45 làm việc 3 ca
kbt = 1,3 môi trường làm việc có bụi chất lượng bôi trơn loại II


Theo bảng 5.5 [1] với n01 =200vg/ph, chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích
pc = 31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:
Pt < [P] = 19,3kw



Đồng thời theo bảng 5.8[1] bước xích pc =31,75mm số vòng quay tới hạng
nth = 630 vg/ph thỏa đk nth > n3



Chọn khoảng cách trục sơ bộ a = 40pc =40.31,75 =1270mm



Theo công thức 5.12[1] ta có số mắt xích
x=

SVTH:

2𝑎
𝑝𝑐

+

𝑧1 +𝑧2
2

𝑧2 −𝑧1 2 𝑝𝑐

+(

2𝜋

) .

𝑎

=

2.1270
31,75

9

+

25+69 69−25 2 31,75
2

(

2𝜋

) .

1270

= 128,226


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

 lây số mắt xích là số chẵn x = 130
 tính lại khoảng cách trục theo công thức theo công thức 5.13[1]
a = 0,25pc. [𝑥 −

𝑧1 +𝑧2
2

+ √(𝑥 −

= 0,25.31,75.[130 −

25+69
2

𝑧1 +𝑧2 2
2

) −8(

+ √(130 −

𝑧1 −𝑧2 2
2𝜋

25+69 2
2

) ]
25−69 2

) − 8(

2𝜋

) ]

= 1298,591mm
 để xích không chiệu lực căng qua lớn ta phải giảm a đi một lượng:
∆a = (0,002 ÷ 0,004)a = 0,002.1298,591 ÷ 0,004.1298,591
= 2,597 ÷ 5,194
 chọn a = 1294mm
 số lần va đập xích trong một giây:
i=

𝑧1 .𝑛3

=

15.𝑥

25.178,2
15.130

= 2,28 ≤ [i] =25

(tra theo bảng 5.9[1] với pc= 31,75 ta chon được [i] =25)
 xác định chiều dài xích
l = pc.x = 31,75.130 = 4127,5mm
2.1.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
 theo công thức 5.15[1] ta có hệ số an toàn:
s=

𝑄
𝑘đ .𝐹𝑡 +𝐹0 +𝐹𝑣

 theo bảng 5.2[1] từ pc = 31,75 theo xích 1 dãy ta có tải trọng phá hỏng
Q = 88,5kN và khối lượng 1 mét xích q = 3,8kg
-

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

-

vận tốc trung bình của bộ truyền xích
v=

𝑧1 .𝑝𝑐 .𝑛3
60000

=

25.31,75.178,2

= 2,36 m/s

60000
1000𝑃3
1000.5,431

-

lực vòng Ft =

-

lực căng do lực li tâm: Fv = q.v2 = 3,8.2,362 = 21,16 N

-

lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

𝑣

=

2,36

= 2301,27 N

F0 = 9,81.kf.q.a = 9,81.4.3,8.1294.10-3 =192,951 N
(kf = 6;4;2 ứng với bộ truyền nằm ngang ngang, nghiên một góc trên
400 và dưới 400 so với phương nằm ngang)

SVTH:

10


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

 s=

GVHD:

𝑄
𝑘đ .𝐹𝑡 +𝐹0 +𝐹𝑣

=

88,5.103
1,2.2301,27+192,951+21,16

= 29,74

 theo bảng 5.10[1] với n = 200vg/ph và pc =31,75 ta có [s] = 8,5 vậy s > [s] bộ
truyền đẩm bảo đủ độ bền.

2.1.4 Xác định thông số đĩa xích
 đường kính đĩa xích theo công tức 5.17[1] và bảng 14-4[2]:
đường kính xích dẫn

-

d1 = pc/sin(𝜋/z1) = 31,75/sin(𝜋/25) = 253,32mm
da1 = pc[0,5+cotg(𝜋/z1)] = 31,75[0,5+cotg(𝜋/25)] = 272,56mm
df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.9,62= 508,01mm
với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.19.05 + 0,05 = 9,62
và dl = 19,05 (bảng 5.2[1]
đường kính xích bị dẫn

-

d2 = pc/sin(𝜋/z2) = 31,75/sin(𝜋/69) = 697,58mm
da2 = pc[0,5+cotg(𝜋/z2)] = 31,75[0,5+cotg(𝜋/69)] = 712,73mm
df2 = d2 – 2r = 697,58 – 2.9,62= 678,34mm
 kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18[1]
đĩa xích 1:𝜎𝐻1 = 0,47.√𝑘𝑟 (𝐹𝑡1 . 𝑘đ + 𝐹𝑣đ1 )𝐸/𝐴𝑘𝑑 )

-

Với:
+ kr = 0,42 hệ số ảnh hưởng số răng xích (z1 = 25 dựa vào bảng thông số trang
87[1])
+ lực vòng Ft1 =

1000𝑃3
𝑣

=

1000.5,431
2,36

= 2301,27 N

+ kd = 1 xích một dãy
+ kđ = 1,2 hệ số tải trọng động ( tải trọng động va đập nhẹ)
+ Fvđ1 = 13.10-7n3.pc3.m = 13.10-7.178,2.31,753.1=7,41N lực va đập trên m dãy
xích.
+ E = 2.E1.E2/( E1+E2) =2,1.105 MPa (modun đàng hồi)
+ A = 262mm2 diện tích hình chiếu của bản lề (với pc =31,75 tra bảng 5.12[1])
 𝜎𝐻1 = 0,47.√0,42(2301,27.1,2 + 7,41)
-

đĩ𝑎 xích 2:
𝜎𝐻2 = 0,47.√𝑘𝑟2 (𝐹𝑡 . 𝑘đ + 𝐹𝑣đ2 )𝐸/𝐴𝑘𝑑 )

SVTH:

11

2,1.105
262.10−6 .1

= 453,78 MPa

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

Với:
+ kr2 = 0,22 hệ số ảnh hưởng số răng xích (z1 = 69 dựa vào bảng thông số trang
87[1])
+ lực vòng Ft2 =

1000𝑃đ𝑐𝑡𝑡
𝑣

=

1000.5,828
2,36

= 2469,49 N

+ kd = 1 xích một dãy
+ kđ = 1,2 hệ số tải trọng động ( tải trọng động va đập nhẹ)
+ Fvđ2 = 13.10-7ntt.pc3.m = 13.10-7. 65,01.31,753.1=2,7N lực va đập trên m dãy
xích.
+ E = 2.E1.E2/( E1+E2) =2,1.105 MPa (modun đàng hồi)
+ A = 262mm2 diện tích hình chiếu của bản lề (với pc =31,75 tra bảng 5.12[1])
 𝜎𝐻2 = 0,47.√0,22(2469,49.1,2 + 2,7)

2,1.105
262.10−6 .1

= 339,91MPa

 ứng suất tiếp xúc trên mặt đĩa 𝜎𝐻1 và 𝜎𝐻2 nhở hơn ứng suất cho phép [𝜎]
ứng suất cho phép [𝜎] tra trong bảng 5-11[1] ta có chọn thép 45 tôi cải thiệnđộ
rắn HB210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎] =600Mpa
 răng đĩa xích 1 và 2 đảm bảo độ bền tiếp xúc
2.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục
 theo công thức 5.20[1] ta có lực tác dụng lên trục:
Fr = kx.Ft =1,15.2301,27 = 2646,46 N
-

trong đó kx hệ số trọng lượng xích. Với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400
ta chọn kx = 1,15

SVTH:

12


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

 bảng thông số bộ truyền xích:
Chọn bộ truyền xích ống con lăn

1 dãy xích
Z1 =25

Số răng xích

Z2 =69

Bước xích

Pc = 31,75mm

Khoảng cách trục

a = 1294mm

Chiều dài xích

L = 4127.5mm

Số lần va đập xích trong 1 giây

i = 2,28

Lực tác dụng lên trục

Fr = 2646,46N
d1 = 253,32mm

Đĩa xích dẫn

da1 = 272,56mm

Đĩa xích bị dẫn

df1 = 508,01mm
d2 = 697,58mm
da2 = 712,73mm
df2 = 678,34mm

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng.
 Thông số kỹ thuật:
5 năm

Thời gian phục vụ
Cặp bánh răng
cấp nhanh
Cặp bánh răng
cấp chậm

Chế độ tải

Tỷ số truyền

u1 = 2,828

Số vòng quay trục dẫn

n1 = 1425 vg/ph

Momem xoắn T trên trục dẫn

T1 = 38669,12 Nmm

Tỷ số truyền

u2 = 2,828

Số vòng quay trục dẫn

n2 = 503,9 vg/ph

Momem xoắn T trên trục dẫn

T2 = 106094,26Nmm

t1

45 giây

t2

21 giây

T1

T

T2

0,7T

 Quay một chiều tải va đập nhẹ, làm việc 3ca/ngày, 8h/ca và 310 ngày/năm

SVTH:

13


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

2.2.1 Chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng
 do bộ truyền có tải trọng trung bình không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan
điểm nhất thống hóa trong thiết kế. theo bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu 2 cấp bánh
răng như sau:
 bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có 𝜎b1 = 850MPa
𝜎ch1= 580 MPa, chọn độ rắn bánh răng là 250 HB
 bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có 𝜎b2 = 750MPa
𝜎ch2= 450 MPa, chọn độ rắn bánh răng là 235 HB
2.2.2 Xác định ứng suất cho phép của 2 cấp bánh răng
 xác định ứng suất cho phép
o giới hạn mỏi tiếp xúc :
-

vơi thép 45 tôi cải thiện tra bảng 6.2[1] ta có:
0
𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚
= 2HB + 70 và SH = 1,1

0
 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1
= 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa
0

 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2
= 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 MPa

o Giới hạn mỏi uốn :
-

vơi thép 45 tôi cải thiện tra bảng 6.2[1] ta có:
0
𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚
= 1,8HB và SF = 1,75

0
 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1
= 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa
0
 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2
= 1,8HB2 = 1,8.235 = 423 MPa

o Số chu kỳ làm việc cơ sở:
-

Theo công thức 6.5[1] ta có:
NHO = 30HB2,4

 NHO1 = 30𝐻𝐵12,4 = 30.2502,4 = 1,7.107 chu kỳ
 NHO2 = 30𝐻𝐵22,4 = 30.2352,4 = 1,5.107 chu kỳ
 NFO1 = NFO2 = NFO = 4.106 (số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn)
o Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo sơ đồ tải trọng:
-

NHE = 60c∑ (

𝑇𝑖

𝑇𝑚𝑎𝑥
𝑇

)

𝑚𝐻
3

.ni.ti

3

𝑇

3

= 60.c.ni.[ ( 1 ) . 𝑡1 + 𝑡2 . ( 2) ]
𝑇

𝑇

Với: mh = 6 do HB ≤ 350
C = 1 số lần ăn khớp trong một lần quay

SVTH:

14


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

t1 =
t2 =

45
45+21
21
45+21

GVHD:

. Lh
. Lh

Lh = 310.5.3.8 = 37200 (giờ)
3

𝑇

3

𝑇

NHE1 = 60.c.n2.[ ( 1) . 𝑡1 + 𝑡2 . ( 2) ]
𝑇

𝑇

𝑇 3

= 60.1.1425.37200.[ ( ) .
𝑇

3

𝑇

45
45+21

+

21
45+21

.(

0,7𝑇 3
𝑇

) ] = 25,157.108 chu kỳ

3

𝑇

NHE2 = 60.c.n2.[ ( 1) . 𝑡1 + 𝑡2 . ( 2) ]
𝑇

𝑇

𝑇 3

= 60.1.503,9.37200. [( ) .
𝑇

-

NFE = 60c∑ (

𝑚𝐹

𝑇𝑖
𝑇𝑚𝑎𝑥

)

𝑇

45
45+21

+

21
45+21

0,7𝑇 3

.(

𝑇

) ] = 8,9.108 chu kỳ

.ni.ti

6

𝑇

6

NFE1 = 60.c.n1.[ ( 1) . 𝑡1 + 𝑡2 . ( 2) ]
𝑇

𝑇

𝑇 6

= 60.1.1425.37200. [( ) .
𝑇

𝑇

6

45
45+21
𝑇

+

21
45+21

.(

0,7𝑇 6
𝑇

) ] = 22,9.108 chu kỳ

6

NFE2 = 60.c.n2.[ ( 1) . 𝑡1 + 𝑡2 . ( 2) ]
𝑇

𝑇

𝑇 6

= 60.1.503,9.37200. [( ) .
𝑇

45

45+21

+

21
45+21

0,7𝑇 6

.(

𝑇

) ] = 8,1.108 chu kỳ

 Vì NHE1 > NHO1
NHE2 > NHO2
NFE1 > NFO1
NFE2 > NFO2
 Suy ra KHL1  KHL 2  KFL1  KFL 2  1
(mH và mF tra bảng 6.4[1])
o ứng suất tiếp xúc cho phép: (công thức 6.1a[1])
𝑜
[𝜎𝐻 ] = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚
. 𝐾𝐻𝐿 ⁄𝑆𝐻
𝑜
 [𝜎𝐻1 ] = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1
. 𝐾𝐻𝐿1⁄𝑆𝐻 = 570. 1⁄1,1 = 518,18 (MPa)



𝑜
[𝜎𝐻2 ] = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2
. 𝐾𝐻𝐿2⁄𝑆𝐻 = 540. 1⁄1,1 = 490,91 (MPa)

Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng do đo theo 6.12[1] ta có:
𝑜
𝑜
)⁄2 = (518,18 + 490,91)⁄2 = 504,545 (MPa)
 [𝜎𝐻 ] = (𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1
+ 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2

 Ta thấy thấy [𝜎𝐻 ] = 504,545 < 1,25[𝜎𝐻2 ] = 1,25.490,91 = 613,6 (MPa)
(thỏa điều kiện ứng suất tiếp xúc cho phép)
o ứng suất uốn cho phép: (công thức 6.2a[1])
SVTH:

15


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

𝑜
[𝜎𝐹 ] = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚
. 𝐾𝐹𝐿 . 𝐾𝐹𝐶 ⁄𝑆𝐹

(quay một chiều 𝐾𝐹𝐶 = 1)

𝑜
 [𝜎𝐹1 ] = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1
. 𝐾𝐹𝐶 . 𝐾𝐹𝐿1⁄𝑆𝐹 = 450. 1.1⁄1,75 = 257,14 (MPa)
𝑜
 [𝜎𝐹2 ] = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2
. 𝐾𝐹𝐶 . 𝐾𝐹𝐿2⁄𝑆𝐹 = 423. 1.1⁄1,75 = 241,71 (MPa)

o ứng suất quá tải cho phép: theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1]
[𝜎𝐻 ] 𝑚𝑎𝑥 = 2,8𝜎𝑐ℎ2 = 2,8.450 = 1260 MPa
[𝜎𝐹1 ]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ1 = 0,8.580 = 464 MPa
[𝜎𝐹2 ]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ2 = 0,8.450 = 360 MPa

2.2.3 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
a. xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a[1] ta có:
3

o aw2 = Ka.(u2 + 1). √[𝜎

𝑇2 .𝐾𝐻𝛽

2
𝐻]

3

.𝑢2 .𝜓𝑏𝑎
106094,26.1,08

= 43.(2,828 + 1). √

= 121,1 mm
504,545 2 .2,828.0,4
 chọn aw2 = 140 mm
 theo đó trong bảng 6.6[1] ta chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,4; với bánh răng nghiêng ka = 43
(bảng 6.5[1]); theo 6.16[1] 𝜓𝑏𝑑 = 0,53𝜓𝑏𝑎 (u2 + 1) = 0,53.0,4.(2,828+1) = 0,8 do
đó theo bảng 6.7[1] 𝐾𝐻𝛽 = 1,08(sơ đồ 4); T2 =106094,26 Nmm
b. xác định các thông số ăn khớp:
o xác định modun: theo công thức 6.17[1] ta có
mn =(0,01 ÷ 0,02)aw= 1, 4 ÷2,8 mm tra bảng 6.8[1] ta chọn trị số tiêu chuẩn
của modun mn = 2mm
o chọn sơ bộ góc nghiêng răng 𝛽 = 100
o số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31[1] ta có:
z1 =

2𝑎𝑤2 .cos(𝛽)
𝑚𝑛 .(𝑢2 +1)

2.140.cos(10)

=

2.(2,828+1)

= 36,02 lấy z1 = 36 răng

o số răng bánh răng lớn:
z2 = u2.z1 = 2,828.36 = 101,81 lấy z2 = 102 răng
o do đó tỷ số truyền thực tế sẽ là:
um =

SVTH:

𝑧2
𝑧1

=

102
36

= 2,833

16


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

o tính lại góc nghiêng răng:
ta có cos(𝛽) = 𝑚𝑛 . (𝑧1 + 𝑧2 )⁄2. 𝑎𝑤1 = 2. (36 + 102)⁄(2.140) = 0,986
suy ra 𝛽 = 9,70 = 9042’
o Đường kính vòng chia
𝑑1 =

𝑚𝑧1
2.36
=
= 73,02 𝑚𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 0,986

𝑑2 =

𝑚𝑧2
2.102
=
= 206,9 𝑚𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 0,986

o Để cải thiện chất lượng ăn khớp, với z1=36 < 30 chọn dịch chỉnh góc với:
x1=0 và x2= 0 (theo lời khuyên trang 103[1]) => Suy ra: xt=0
o Đường kính vòng lăn
dw1 =

2aw2
2.140
=
= 73 mm
um + 1 2,833 + 1

dw2 = dw1 . um = 73,04.2,833 = 207 mm
o Đường kính vòng đỉnh
da1 = d1 + 2𝑚𝑛 = 73,02 + 2.2 = 77 mm
da2 = d2 + 2𝑚𝑛 = 206,9 + 2.2 = 211 mm
o Đường kính vòng đáy:
𝑑𝑓1 = 𝑑1 − (2,5 − 2𝑥1 )𝑚𝑛 = 73 − (2,5 − 2.0). 2 = 68 𝑚𝑚
df2 = d2 − (2,5 − 2x2 )𝑚𝑛 = 207 − (2,5 − 2.0). 2 = 202 mm
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
o theo công thức 6.33[1] ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
2 )

𝜎𝐻 = ZM.ZH.Z𝜀.√2. 𝑇2 . 𝐾𝐻 (𝑢𝑚 + 1)⁄(𝑏𝑤 𝑢𝑚 𝑑𝑤1

- Theo bản 6.5[1] ZM = 274 MPa1/3.
- Theo công thức 6.35[1] (góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở)
tg (𝛽 b) = cos(𝛼t).tg(𝛽) = cos(20015’).tg(9042’) = 0,16037
suy ra 𝛽b = 907’
-với bánh răng nghiêng răng không dịch chỉnh :

SVTH:

17


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

𝛼t = 𝛼 tw = arctg(tg𝛼/cos 𝛽) = arctg(tg20/0,986) =20015’
(với 𝛼t là góc profin răng và 𝛼tw là góc ăn khớp)
-Do đó theo 6.34[1] ta có: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH = √2. cos(𝛽𝑏 )/sin(2. 𝛼𝑡𝑤 ) = √2. cos(90 7′ )/sin(2. 200 15′ ) = 1,74
- 𝑍𝜀 hệ số kể đến sự trừng khớp của răng được xác định như sau:
Hệ số trùng khớp dọc: 6.37[1]
𝜀𝛽 = 𝑏𝑤 . sin(𝛽)⁄(𝑚𝑛 . 𝜋) = aw2.𝜓ba. sin(𝛽)⁄(𝑚𝑛 . 𝜋)
= 140.0,4. sin(90 42′ )⁄(2. 𝜋) = 1,5
Hệ số trùng khớp gang: 638a[1]
1

1

1

𝑧1

𝑧2

36

𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2. ( + )].cos(𝛽)=[1,88 − 3,2. (

+

1

)].0,986 = 1,7

102

Vì 𝜀𝛽 = 1,5 > 1 nên theo công thức 6.36c[1] ta có:
𝑍𝜀 = √1⁄𝜀𝛼 = √1⁄1,7 = 0,77
-Theo 6.40[1]: vận tốc vòng của bánh chủ động
V= 𝜋.dw1.n2/60000 = 𝜋.73. 503,9 /60000 = 1,93 m/s
Với v = 1,93m/s < 4m/s theo bản 6.13[1] dung cấp chính xác 9. Theo bảng
6.14[1] với cấp chính xác 9 và v = 1,93 m/s < 2,5m/s ta suy ra 𝐾𝐻𝛼 = 1,13
Theo công thức 6.42[1] ta có:
𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 .go.v√𝑎𝑤2 ⁄𝑢𝑚 = 0,002.73.1,93.√140⁄2,833 =1,98
Trong đó theo bảng 6.15[1] 𝛿𝐻 = 0,002, theo bảng 6.16[1] go = 73
-

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

KHv = 1+

𝑣𝐻 𝑏𝑤 𝑑𝑤1
2.𝑇2 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼

=1+

1,98.140.0,4.73
2.106094,26 .1,08.1,13

= 1,031

(𝑏𝑤 = aw1.𝜓ba , 𝐾𝐻𝛽 bảng 6.7[1] đã tra ở phần trước)
− KH là hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: theo công thức 6.39[1]
KH = 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝛼 .KHv = 1,08.1,13.1,031= 1,26
-bề rộng bánh răng: 𝑏𝑤 = aw1.𝜓ba = 140.0,4= 56
2 )
 𝜎𝐻 = ZM.ZH.Z𝜀.√2. 𝑇2 . 𝐾𝐻 (𝑢𝑚 + 1)⁄(𝑏𝑤 𝑢𝑚 𝑑𝑤1

= 274.1,74.0,77√2. 106094,26 .1,26(2,833 + 1)⁄(56.2,833. 73,042 )
= 403,95 MPa
-

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

SVTH:

18

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

Theo 6.1[1] với v = 1,93 m/s < 5m/s, Zv = 1; với cấp chính xác động học là 9
khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra= 2,5 …...1,25µm, do đó ZR = 0,95 với
< 700mm KxH = 1 do đó theo 6.1[1] và 6.1a[1] ta có:
[𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻 ].Zv.ZR.KxH = 504,545.1.0,95.1 = 479,32
 Ta có [𝜎𝐻 ] > 𝜎𝐻 , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
o theo công thức 6.43[1] điều kiện bền uốn:
𝜎𝐹1 = 2𝑇2 . 𝐾𝐹 . 𝑌𝜀 . 𝑌𝛽 . 𝑌𝐹1⁄(𝑏𝑤 . 𝑑𝑤1 . 𝑚𝑛 )
Theo bảng 6.7[1] 𝐾𝐹𝛽 = 1,17 (𝜓𝑏𝑑 = 0,8 sơ đồ 4); theo bảng 6.14[1] với
v = 1,93 m/s < 2,5 m/s và cấp chính xác 9 , suy ra 𝐾𝐹𝛼 = 1,37
Theo công thức 6.47[1]:
𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 .go.v√𝑎𝑤2 ⁄𝑢𝑚 = 0,006.73.1,93. √140⁄2,833 = 5,94
(trong đó  F  0,006 theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16[1]
Theo công thức 6.46[1]
KFv = 1+

𝑣𝐻 𝑏𝑤 𝑑𝑤1

=1+

2.𝑇2 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼

5,94.56.73,04
2.106094,26.1,17.1,37

= 1,071

(𝑏𝑤 = aw1.𝜓ba , 𝐾𝐹𝛽 bảng 6.7[1] đã tra ở phần trước)
KF = 𝐾𝐹𝛽 . 𝐾𝐹𝛼 .KFv = 1,17.1,37.1,071= 1,72
𝑌𝜀 = 1⁄𝜀𝛼 = 1⁄1,7 = 0,6
𝑌𝛽 = 1 −

𝛽
140

=1−

9,7
140

= 0,93

Số răng tương đương:
zv1 =
zv2 =

𝑧1
𝑐𝑜𝑠 3 𝛽
𝑧2
𝑐𝑜𝑠 3 𝛽

=
=

36

0,9863
102
0,9863

= 37,55
= 106,4

Dựa vào lời khuyên chọn dịch chỉnh góc trang 103[1] ta có: x1 = x2 = 0)
Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18[1] ta có :
YF1 = 3,72
YF2 = 3,6
Với mn = 2 mm Ys = 1,08 - 0,0695ln(2) = 1,032; YR = 1(bánh răng phay)
KxF = 1 (da < 400) do đó theo công thức 6.2[1] và 6.2a[1]
[𝜎𝐹1 ] = [𝜎𝐹1 ].YR.YS.KxF = 257,14.1.1,032.1 = 265,37 MPa
[𝜎𝐹2 ] = [𝜎𝐹2 ].YR.YS.KxF = 241,71.1.1,032.1 = 249,44 MPa
Theo công thức 6.43[1] và 6.44[1] ta có

SVTH:

19

da


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

𝜎𝐹1 = 2𝑇2 . 𝐾𝐹 . 𝑌𝜀 . 𝑌𝛽 . 𝑌𝐹1 ⁄(𝑏𝑤 . 𝑑𝑤1 . 𝑚𝑛 )
= 2.106094,26.1,72.0,6.0,93.3,72⁄(56.73,04.2)

= 92,6 MPa < [𝜎𝐹1 ] = 265,37 MPa
𝜎𝐹2 = 𝜎𝐹1 . 𝑌𝐹2 ⁄𝑌𝐹1 = 92,6.3,6/ 3,72 = 89,6 MPa < [𝜎𝐹2 ] = 249,44 MPa
 Đảm bảo độ bền uốn
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải: Kqt =

𝑇𝑚𝑎𝑥
𝑇

= 2,2

Theo công thức 6.48[1] ứng suất tiếp xúc cực đại:
𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻 .√𝐾𝑞𝑡 = 403,95 √2,2 = 599,15 MPa < [𝜎𝐻 ] 𝑚𝑎𝑥12=1260 MPa
Theo 6.49[1] ứng suất uốn cực đại:
𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1. Kqt = 92,6.2,2 = 203,72 MPa <[𝜎𝐹1 ]𝑚𝑎𝑥 = 464 MPa
𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2. Kqt =89,6.2,2 = 197,12 MPa <[𝜎𝐹2 ]𝑚𝑎𝑥 = 360 MPa
 Vậy bánh răng đảm bảo về độ bền quá tải
f. Các thông số bộ truyền cấp nhanh
Thông số

Gía trị

Khoảng cách trục

aw1= 140mm

Modul pháp

mn= 2mm

Chiều rộng vành răng

bw = 56

Tỷ số truyền

um= 2,833

Góc nghiêng răng

β= 9042’

Số răng bánh răng

z1= 36

z2= 102

Hệ số dịch chỉnh

x1=0

x2=0

Đường kính vòng chia

d1=m.z1/cosβ= 73

d2= 207

Đường kính đỉnh răng

da1= 77

da2 = 211

Đường kính vòng lăn

dw1 = 73

dw2 = 207

Đường kính đáy răng

df1=d1-2,5m=68

df2 = 202

Góc profin răng

𝛼𝑡 = 20015’

Góc ăn khớp

𝛼𝑤𝑡 = 20015’

2.2.4 Tính bộ truyền bánh răng cấp nhanh
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
o Theo công thức 6.15a[1] ta có:

SVTH:

20


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

3

aw1 = Ka.(u1 + 1). √[𝜎

𝑇1 .𝐾𝐻𝛽

2
𝐻]

3

= 43.(2,828 + 1). √

.𝑢1 .𝜓𝑏𝑎
38669,12.1,05

504,545 2 .2,828.0,4

= 85,67 mm < aw2

 Theo đó trong bảng 6.6[1] ta chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,4; với bánh răng nghiêng ka = 43

(bảng 6.5[1]); theo 6.16[1] 𝜓𝑏𝑑 =0,53𝜓𝑏𝑎 (u1 + 1) = 0,53.0,4.(2,828+1) = 0,8 do
đó theo bảng 6.7[1] 𝐾𝐻𝛽 = 1,05(sơ đồ 5); T1 =38669,12 Nmm
o Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên ta chọn aw = aw1 = aw2 = 140mm
Vì chọn aw1 theo aw2 nên ta tính lại 𝜓𝑏𝑎 từ công thức 6.15a ta có:
𝜓𝑏𝑎 ≥ [

𝐾𝑎 (𝑢1 +1) 3

𝑇1 .𝐾𝐻𝛽

] . [𝜎

𝑎𝑤

𝐻

]2

.𝑢1

=[

43(2,828+1) 3

] .

140

38669,12.1.05
504,545 2 .2,828

= 0,1

 chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,3
 𝜓𝑏𝑑 = 0,53𝜓𝑏𝑎 (u1 + 1) = 0,53.0,3.(2,828 + 1) = 0,61
 Chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,03 (sơ đồ 5) trị số phân bố không điều tải trọng trên
chiều rộng vành răng tra trên bảng 6.7[1]
b. Xác định các thông số ăn khớp:
o Xác định modun: theo công thức 6.17[1] ta có
mn =(0,01 ÷ 0,02)aw= 1, 4 ÷2,8 mm tra bảng 6.8[1] ta chọn trị số tiêu chuẩn
của modun mn = 2mm
o Chọn sơ bộ góc nghiêng răng 𝛽 = 100
o Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31[1] ta có:
z1 =

2𝑎𝑤2 .cos(𝛽)
𝑚𝑛 .(𝑢2 +1)

2.140.cos(10)

=

2.(2,828+1)

= 36,02 lấy z1 = 36 răng

o Số răng bánh răng lớn:
z2 = u2.z1 = 2,828.36 = 101,81 lấy z2 = 102 răng
o Do đó tỷ số truyền thực tế sẽ là:
um =

𝑧2
𝑧1

=

102
36

= 2,833

o Tính lại góc nghiêng răng:
Ta có cos(𝛽) = 𝑚𝑛 . (𝑧1 + 𝑧2 )⁄2. 𝑎𝑤1 = 2. (36 + 102)⁄(2.140) = 0,986
Suy ra 𝛽 = 9,70 = 9042’
o Đường kính vòng chia
𝑑1 =

SVTH:

𝑚𝑧1
2.36
=
= 73𝑚𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 0,986

21


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

𝑑2 =

GVHD:

𝑚𝑧2
2.102
=
= 206 𝑚𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 0,986

o Để cải thiện chất lượng ăn khớp, với z1=36 < 30 chọn dịch chỉnh góc với:
x1=0 và x2= 0 (theo lời khuyên trang 103[1]) => Suy ra: xt=0
o Đường kính vòng lăn
dw1 =

2aw2
2.140
=
= 73 mm
um + 1 2,833 + 1

dw2 = dw1 . um = 73,04.2,833 = 207 mm
o Đường kính vòng đỉnh
da1 = d1 + 2𝑚𝑛 = 73 + 2.2 = 77 mm
da2 = d2 + 2𝑚𝑛 = 207 + 2.2 = 211 mm
o Đường kính vòng đáy:
𝑑𝑓1 = 𝑑1 − (2,5 − 2𝑥1 )𝑚𝑛 = 73 − (2,5 − 2.0). 2 = 68 𝑚𝑚
df2 = d2 − (2,5 − 2x2 )𝑚𝑛 = 207 − (2,5 − 2.0). 2 = 202 mm
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
o Theo công thức 6.33[1] ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

2 )
𝜎𝐻 = ZM.ZH.Z𝜀.√2. 𝑇1 . 𝐾𝐻 (𝑢𝑚 + 1)⁄(𝑏𝑤 𝑢𝑚 𝑑𝑤1

- Theo bản 6.5[1] ZM = 274 MPa1/3.
- Theo công thức 6.35[1] (góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở)
tg (𝛽 b) = cos(𝛼t).tg(𝛽) = cos(20015’).tg(9042’) = 0,16037
suy ra 𝛽b = 907’
-Với bánh răng nghiêng răng không dịch chỉnh :
𝛼t = 𝛼 tw = arctg(tg𝛼/cos 𝛽) = arctg(tg20/0,986) =20015’
(với 𝛼t là góc profin răng và 𝛼tw là góc ăn khớp)
-Do đó theo 6.34[1] ta có: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH = √2. cos(𝛽𝑏 )/sin(2. 𝛼𝑡𝑤 ) = √2. cos(90 7′ )/sin(2. 200 15′ ) = 1,74
- 𝑍𝜀 hệ số kể đến sự trừng khớp của răng được xác định như sau:
Hệ số trùng khớp dọc: 6.37[1]

SVTH:

22


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

𝜀𝛽 = 𝑏𝑤 . sin(𝛽)⁄(𝑚𝑛 . 𝜋) = aw1.𝜓ba. sin(𝛽)⁄(𝑚𝑛 . 𝜋)
= 42. sin(90 42′ )⁄(2. 𝜋) = 1,13
Hệ số trùng khớp gang: 638a[1]
1

1

1

𝑧1

𝑧2

36

𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2. ( + )].cos(𝛽)=[1,88 − 3,2. (

+

1

)].0,986 = 1,7

102

Vì 𝜀𝛽 = 1,13 > 1 nên theo công thức 6.36c[1] ta có:
𝑍𝜀 = √1⁄𝜀𝛼 = √1⁄1,7 = 0,77
-Theo 6.40[1]: vận tốc vòng của bánh chủ động
V= 𝜋.dw1.n1/60000 = 𝜋.73,04.1425/60000 = 5,45 m/s
Với v = 5,45 m/s ≤ 10m/s theo bản 6.13[1] dung cấp chính xác 8.
Theo bảng 6.14[1] với cấp chính xác 8 và 5𝑚/𝑠 ≤ v = 5,45 m/s ≤ 10m/s ta
Suy ra 𝐾𝐻𝛼 = 1,09
Theo công thức 6.42[1] ta có:
𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 .go.v√𝑎𝑤1 ⁄𝑢𝑚 = 0,002.56.5,45.√140⁄2,833 = 4,3
Trong đó theo bảng 6.15[1] 𝛿𝐻 = 0,002, theo bảng 6.16[1] go = 56
-Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

KHv = 1+

𝑣𝐻 𝑏𝑤 𝑑𝑤1
2.𝑇1 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼

=1+

4,3.42.73,04
2.38669,12 .1,03.1,09

= 1,15

(𝑏𝑤 = aw1.𝜓ba , 𝐾𝐻𝛽 = 1,03 bảng 6.7[1] đã tra ở phần trước)
− KH là hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: theo công thức 6.39[1]
KH = 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝛼 .KHv = 1,03.1,09.1,15= 1,29
-Bề rộng bánh răng: 𝑏𝑤 = aw1.𝜓ba = 140.0,3= 42
2 )
 𝜎𝐻 = ZM.ZH.Z𝜀.√2. 𝑇1 . 𝐾𝐻 (𝑢𝑚 + 1)⁄(𝑏𝑤 𝑢𝑚 𝑑𝑤1

= 274.1,74.0,77√2. 38669,12 .1,29(2,833 + 1)⁄(42.2,833. 73,042 )
= 284,9 Mpa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

-

Theo 6.1[1] ta có độ rắng mặt răng HB ≤ 350, Zv = 0,85v0,1 = 0,85.5,450,1 = 1 ;
với cấp chính xác là 8 ta gia công đạt độ nhám Ra= 2,5 …...1,25µm, do đó ZR =
0,95 với da < 700mm KxH = 1 do đó theo 6.1[1] và 6.1a[1] ta có:
[𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻 ].Zv.ZR.KxH = 504,545.1.0,95.1 = 479,32
 Ta có [𝜎𝐻 ] > 𝜎𝐻 , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
o Theo công thức 6.43[1] điều kiện bền uốn:
SVTH:

23


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

𝜎𝐹1 = 2𝑇1 . 𝐾𝐹 . 𝑌𝜀 . 𝑌𝛽 . 𝑌𝐹1⁄(𝑏𝑤 . 𝑑𝑤1 . 𝑚𝑛 )
Theo bảng 6.7[1] 𝐾𝐹𝛽 = 1,08 (𝜓𝑏𝑑 = 0,6 sơ đồ 5); theo bảng 6.14[1] với
v = 5,45 m/s và cấp chính xác 8 , suy ra 𝐾𝐹𝛼 = 1,28
Theo công thức 6.47[1]:
𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 .go.v√𝑎𝑤1 ⁄𝑢𝑚 = 0,006.56.5,45. √140⁄2,833 = 12,87
(trong đó  F  0,006 theo bảng 6.15; g0=56 theo bảng 6.16[1] Theo công thức
6.46[1] )
KFv = 1+

𝑣𝐹 𝑏𝑤 𝑑𝑤1
2.𝑇1 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼

=1+

12,87.42.73,04
2.38669,12.1,08.1,28

= 1,37

(𝑏𝑤 = aw1.𝜓ba , 𝐾𝐹𝛽 bảng 6.7[1] đã tra ở phần trước)
KF = 𝐾𝐹𝛽 . 𝐾𝐹𝛼 .KFv = 1,08.1,28.1,37= 1,89

𝑌𝜀 = 1⁄𝜀𝛼 = 1⁄1,7 = 0,6
𝑌𝛽 = 1 −

𝛽
140

=1−

9,7
140

= 0,93

Số răng tương đương:
zv1 =
zv2 =

𝑧1
𝑐𝑜𝑠 3 𝛽
𝑧2
𝑐𝑜𝑠 3 𝛽

=
=

36
0,9863

102
0,9863

= 37,55
= 106,4

Dựa vào lời khuyên chọn dịch chỉnh góc trang 103[1] ta có: x1 = x2 = 0)
Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18[1] ta có
YF1 = 3,72
YF2 = 3,6
Với mn = 2 mm Ys = 1,08 - 0,0695ln(2) = 1,032; YR = 1(bánh răng phay)
KxF = 1 (da < 400) do đó theo công thức 6.2[1] và 6.2a[1]
[𝜎𝐹1 ] = [𝜎𝐹1 ].YR.YS.KxF = 257,14.1.1,032.1 = 265,37 MPa
[𝜎𝐹2 ] = [𝜎𝐹2 ].YR.YS.KxF = 241,71.1.1,032.1 = 249,44 MPa
Theo công thức 6.43[1] ta có
𝜎𝐹1 = 2𝑇1 . 𝐾𝐹 . 𝑌𝜀 . 𝑌𝛽 . 𝑌𝐹1 ⁄(𝑏𝑤 . 𝑑𝑤1 . 𝑚𝑛 )
= 2.38669,12.1,89.0,6.0,93.3,72⁄(42.73,04.2)
= 49,45 MPa < [𝜎𝐹1 ] = 265,37 MPa
𝜎𝐹2 = 𝜎𝐹1 . 𝑌𝐹2 ⁄𝑌𝐹1 = 49,45.3,6/ 3,72 = 47,85 MPa < [𝜎𝐹2 ] = 249,44 MPa
 Đảm bảo độ bền uốn

SVTH:

24


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD:

e. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải: Kqt =

𝑇𝑚𝑎𝑥
𝑇

= 12,2

Theo công thức 6.48[1] ứng suất tiếp xúc cực đại:
𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻 .√𝐾𝑞𝑡 = 284,9 √2,2 = 422,57 MPa < [𝜎𝐻 ] 𝑚𝑎𝑥12=1260 MPa
Theo 6.49[1] ứng suất uốn cực đại:
𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1. Kqt = 49,45.2,2 =108,8 MPa <[𝜎𝐹1 ]𝑚𝑎𝑥 = 464 MPa
𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2. Kqt = 47,85.2,2 = 105,27 MPa <[𝜎𝐹2 ]𝑚𝑎𝑥= 360 MPa
 Vậy bánh răng đảm bảo về độ bền quá tải
f. Các thông số bộ truyền cấp nhanh

SVTH:

Thông số

Gía trị

Khoảng cách trục

aw1= 140mm

Modul pháp

mn= 2mm

Chiều rộng vành răng

bw = 42

Tỷ số truyền

um= 2,833

Góc nghiêng răng

β= 9042’

Số răng bánh răng

z1= 36

z2= 102

Hệ số dịch chỉnh

x1=0

x2=0

Đường kính vòng chia

d1=m.z1/cosβ= 73

d2= 207

Đường kính đỉnh răng

da1= 77

da2 = 211

Đường kính vòng lăn

dw1 = 73

dw2 = 207

Đường kính đáy răng

df1=d1-2,5m=68,02

df2 = 202

Góc profin răng

𝛼𝑡 = 20015’

Góc ăn khớp

𝛼𝑤𝑡 = 20015’

25