Đồ án hộp giảm tốc 2 cấp đồng truc kèm bản vẽ chi tiết

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 TPHCM, tháng 8 năm 2019
Sinh viên thực hiện

1


Mục lục

 Số liệu thiết kế:
•
•
•
•

Công suất trên trục thùng trộn, P(KW) : 4,5kW
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p): 40 vòng/phút
Thời gian phục vụ, L(năm) : 3

Quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 160 ngày, 1 ca làm việc 8

•

giờ)
Chế độ tải: T1= T

; T2= 0,6T
2


t1= 35s

; t2= 28s

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Công suất tương đương (đẳng trị) của động cơ:

I.
•

Công suất cực đại trên trục thùng trộn:

Pmax = P = 4,5kW
•

Công suất tương đương trên trục thùng trộn:
Ptd =

P12t1 + P2 2t2

12 × 35 + 0, 62 × 28
= Pmax
= 0,8459 Pmax
t1 + t2
35 + 28

(2.14) [1]

Ptd = 0,8459 Pmax = 0,8459 × 4,5 = 3,80655kW
•

Hiệu suất toàn bộ hệ thống:

n∑ = nx nbr 2 nol 4 nnt = 0,93 × 0,982 × 0,9954 × 0,99 = 0,8754
•

Công suất cần thiết:

Pct =

•

(2.9) [1]

Ptd 3,80655
=
= 4,3248( kW )
n∑ 0,8754

(2.8)[1]

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = nlv × u∑

(2.18)[1]

nlv = 40v / ph

3


ubr = 25
Dựa vào bảng (2.4)[1] chọn sơ bộ tỉ số truyền

Ta được

u x = 2, 9

u∑ = ubr × u x = 25 × 2,9 = 72,5

(2.15)[1]

nsb = nct × u∑ = 40 × 72,5 = 2900(v / ph)
•

Chọn động cơ:
Pdc ≥ Pct
ndc ≈ nsb
Dựa vào điều kiện

(2.19)[1]
Ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha K132M2
- Công suất: Pdc = 5,5kW
- Số vòng quay: n = 2900 v/ph

(P1.1)[1]

Phân phối tỉ số truyền:

II.

•

Tỉ số truyền tổng

u∑ = u x ubr =

ndc 2900
=
= 72, 5
n
40

Dựa vào bảng 2.4[1] Chọn

ubr = 25

ubr = 25 ⇒ u1 = u2 = 25 = 5 u1 u2
(

,

(2.15)[1]

ux =
Suy ra

u∑ 72,5
=
= 2,9
ubr
25

là tỉ số truyền cấp nhanh và chậm)

Tính toán các thông số dùng để thiết kế hệ thống truyền dẫn cơ khí
a) Tính công suất trên các trục:

Pct =
•

•

•

Công suất trên trục máy công tác:

P3 =

Pct 4.523

=
= 4,86( kW )
nx 0,93

P2 =

P3
4,86
=
= 4,98(kW )
nbr 2 nol 0,98 x0,995

Công suất trên trục 3:

Công suất trên trục 2:

Pmax
4,5
=
= 4,523(kW )
nol 0,995

4


P1 =
•

Công suất trên trục 1:

P2
4,98
=
= 5,11(kW )
nbr1 × nol 0,98 × 0,995
Pdc =

•
•
•

•

•

P1
5,11
=
= 5,14(kW )
nol 0,995

Công suất trên động cơ:
b) Tính số vòng quay trên các trục:
Số vòng quay trên trục động cơ: ndc = 2900 vòng/phút

n1 = ndc = 2900(v / ph)

Số vòng quay trên trục 1:

n2 =

n1 2900
=
= 580(v / ph)
u1
5

n3 =

n2 580
=
= 116(v / ph)
u2
5

Số vòng quay trên trục 2:

Số vòng quay trên trục 3:

nct =
•

Sô vòng quay trên trục thùng trộn:
c) Tính momment trên các trục:

n3 116
=
= 40(v / ph)
u x 2,9

Tdc = 9,55 ×106 ×
•

Momen trên trục động cơ:

T1 = 9,55 ×106 ×
•

•

•

Momen trên trục 1:

Pdc
5,14
= 9,55 ×106 ×
= 16926,55( Nmm)
ndc
2900

P1
5,11
= 9,55 ×106 ×
= 16827, 76( Nmm)
n1
2900

T2 = 9,55 ×10 6 ×

P2
4,98
= 9,55 × 106 ×
= 81998,3( Nmm)
n2
580

T3 = 9,55 ×106 ×

P3
4,86
= 9,55 ×106 ×
= 400112, 07( Nmm)
n3
116

Momen trên trục 2:

Momen trên trục 3:

Tct = 9,55 ×106 ×
•

Momen trên trục thùng trộn:

Pct
4,5
= 9,55 ×10 6 ×
= 1074375( Nmm)
nct

40

Trục

Đ. cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Công suất
(kW)
Tỉ số truyền
Số vòng quay
(v/ph)

5,14

5,11

4,98

4,86

5
2900

2900

5
580
5

Trục
thùng
trộn
4,523
2,9

116

40


Moment xoắn
(Nmm)

16926,5
5

16827,7
6

81998,3

40011
2,7

1074375

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
I.

Chọn loại xích
Chọn xích ống con lăn theo yêu cầu của đề bài

•

II.

Thông số bộ truyền
a) Chọn số răng đĩa xích

Tỉ số truyền

•

ux = 2,9

Dựa bào bảng (5.4)[1] ta chọn được số răng

•

Số răng

•

z2 = uz1 = 2,9 × 25 = 72,5 ≤ zmax = 120

u=

Tính lại tỉ số truyền

•

•

z2 73
=
= 2,92
z1 25

z1 = 25

(răng)

răng

chọn z2

= 73

(5.1)[1]

có sai lệch không quá 5%

b) Xác định bước xích P

Công suất tính toán của bộ truyền đĩa xích:

Pt = P3kkz kn / k x ≤ [P]
Trong đó

P3

,

[P]

lần lượt là công suất cần truyền và công suất cho phép, kW

kz =
Hệ số răng:

(5.3)[1]

z01 25
= =1
z1 25

Hệ số xét số dãy xích khi có 2 dãy xích:

kn =
Hệ số vòng quay:
k = k0 ka kdc kbt k d kc

k z = 1,7

n01 50

=
= 0, 431
n3 116
(5.4)[1]

k0 = 1

- Đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang trên 60o
ka = 1
÷
- Khoảng cách trục a = (30 50)Pc
kdc = 1
- Vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
kbt = 1,3
- Môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu
kd = 1, 2
- Tải va đập nhẹ
6


kc = 1, 45

- Làm việc 3 ca
k = 1× 1×1×1×1,3 ×1, 45 = 1, 74

Suy ra
Thay vào (5.3)[1]
Pt = 4,86 ×1, 74 ×1× 0, 431/1,7 = 2,14( kW )
•

Dựa vào bảng (5.5)[1] với n01 = 50 ta chọn được [P] = 3,2kW

pc = 25, 4mm
•

.

Đối chiếu với bảng (5.8)[1] thỏa điều kiện

≥ Pt

và bước xích

pc ≤ pmax

c) Khoảng cách trục và số mắt xích
•
•

a = 40 pc = 40 × 25, 4 = 1016(mm)
Khoảng cách trục sơ bộ :
(5.11)[1]
2
x = 2a / pc + ( z1 + z2 ) / 2 + ( z2 − z1 ) pc / (4π 2 a )
Số mắt xích sơ bộ:
= 2 ×1016 / 25, 4 + (25 + 73) / 2 + (73 − 25) 2 × 25, 4 / (4π 2 ×1016) = 130, 46

•

(5.12)[1]

Chọn số mắt xích là số nguyên chẵn, nên chọn x = 130 mắt xích
Tính lại khoảng cách trục a theo x:

a* = 0, 25 pc {xc − 0,5( z2 + z1 ) + [xc − 0,5( z2 + z1 )]2 − 2[( z2 − z1 ) / π ]2 }
= 0, 25 × 25, 4{130 − 0,5(73 + 25) + [130 − 0,5(73 + 25)]2 − 2[(73 − 25) / π ]2 }
=1010,06(mm)
•

(5.13)[1]
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a cần được giảm bớt một
lượng 0,003a ta được khoảng cách trục a cần tìm là
a=1007mm

Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i=z1n3 / (15 xc ) = 25 ×116 / (15 ×130) = 1, 48
•
lần
(5.14)[1]
Đối chiếu giá trị [i] cho phép trong bảng (5.9)[1] thấy i = 1,48 < [i] = 20
 Vậy chọn khoảng cách trục a = 1007 mm
Số mắt xích
x = 130 mắt
d) Kiểm nghiệm xích về độ bền
• Hệ số an toàn:
s = Q / (k d Ft + F0 + Fv ) ≥ [s ]
(5.15)[1]
Trong đó:
Tải trọng phá hỏng Q = 113,4 kN, khối lượng 1 mét xích là 5kg (bảng 5.2)[1]
kd = 1, 2
Hệ số tải trọng động chế độ làm việc trung bình

•

7


v =

z1 pc n3 25 × 25, 4 × 116
=
= 1, 23(m / s)
60000
60000

Vận tốc xích
(5.10)[5]
Ft = 1000 P3 / v = 1000 × 4,86 /1, 23 = 3951, 22( N )
Lực vòng
F0 = 9,81k f qa
Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động:
(5.16)[1]
kf = 4
Hệ số độ võng
Khoảng cách trục a = 1,007m
Khối lượng 1m xích q = 5 kg
⇒ F0 = 9,81× 4 × 5 ×1, 007 = 197,57( N )
Lực căng do lực li tâm:

Fv = qv 2 = 5 ×1, 232 = 7,56( N )

s = Q / (kd Ft + F0 + Fv ) = 113400 / (1, 2 × 3951, 22 + 197,57 + 7,56) = 22, 92

Thay vào (5.15)[1] được
Theo bảng (5.10)[1] với n3 = 116v/ph, [s] = 8,2
s ≥ [s ]
Ta thấy
• Vậy xích đảm bảo độ bền
e) Xác định thông số của đĩa xích
• Đường kính vòng chia của đĩa xích
d1 = pc / sin(π / z1 ) = 25, 4 / sin(π / 25) = 202, 66(mm)

d 2 = pc / sin(π / z2 ) = 25, 4 / sin(π / 73) = 590, 4( mm)
•

(5.17)[1]
Đường kính vòng đỉnh răng
d a1 = pc [0,5 + cot(π / z1 )] = 25, 4[0,5 + cot(π / 25)] = 213, 76( mm)

d a 2 = pc [0,5 + cot(π / z2 )] = 25, 4[0,5 + cot(π / 73)] = 602, 5( mm)
(bảng 14.4b)[2]
•

Đường kính vành đĩa với h = 20mm chọn trong bảng (5.2)[1]
d v1 = pc cot(π / z1 ) − 1, 2h = 25, 4 × cot(π / 25) − 1, 2 × 20 = 177( mm)

d v 2 = pc cot(π / z2 ) − 1, 2h = 25, 4 × cot(π / 73) − 1, 2 × 20 = 565,85( mm)
•

Bán kính đáy
r = 0,5025d1 + 0, 05 = 0,5025 × 15,88 + 0, 05 = 8,03(mm)

(bảng 14.4b)[2]
Với d1 là đường kính con lăn xích, tra bảng (5.2)[2]
• Đường kính vòng đáy răng
d f 1 = d1 − 2r = 202, 66 − 2 × 8, 03 = 186, 6( mm)
d f 2 = d 2 − 2r = 590, 4 − 2 × 8, 03 = 574,34(mm)
f)

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
 Đối với đĩa xích chủ động:
8


•

Ứng suất tiếp xúc của bánh xích

σ H 1 = 0, 47 kr ( Ft k D + Fvd ) E / ( Akd ) ≤ [σ H 1 ]

(5.18)[1]

Trong đó:

Lực vòng

Ft = 3951, 22 N

Lực va đập

Fvd 1 = 13.10−7 n3 pc 3m = 13.10 −7 × 116 × (25, 4)3 × 2 = 4,94( N )

Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

Hệ số tải trọng động

k D = 1, 2

Mô đun đàn hồi

(xích 2 dãy)

(bảng 5.6)[1]

Hệ số ảnh hưởng số răng đĩa xích

E=

kd = 1, 7

kr = 0, 42

(nội suy)

2 E1 E2
= 2,1.105 ( MPa)
E1 + E2

Diện tích chiếu của bản lề ứng với bước xích 25,4mm, xích 2 dãy:
A=306mm2
Khi đó:

σ H 1 = 0, 47 kr ( Ft k D + Fvd ) E / ( Akd )
= 0, 47 0, 42(3951, 22 ×1, 2 + 4, 94)2,1.105 / (306 ×1, 7) = 421, 63( MPa )
Dựa vào bảng (5.11)[1] chọn vật liệu Thép 45 dùng phương pháp tôi, ram có

[σ H 1 ] = 800 MPa

, độ cứng đạt 45HRC

 Đối với đĩa xích bị động

9


σ H 2 = 0, 47 kr ( Ft k D + Fvd ) E / ( Akd ) ≤ [σ H 2 ]

(5.18)[1]

Trong đó:

Lực vòng

Ft = 3951, 22 N

Lực va đập

Fvd 2 = 13.10−7 nct pc3m = 13.10 −7 × 40 × (25, 4)3 × 2 = 1, 7( N )

Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

Hệ số tải trọng động

k D = 1, 2

Mô đun đàn hồi

(xích 2 dãy)

(bảng 5.6)[1]

Hệ số ảnh hưởng số răng đĩa xích

E=

kd = 1, 7

kr = 0,194

(nội suy)

2 E1 E2
= 2,1.105 ( MPa)
E1 + E2

Diện tích chiếu của bản lề ứng với bước xích 25,4mm, xích 2 dãy:
A=306mm2
Khi đó:

σ H 2 = 0, 47 kr ( Ft k D + Fvd 2 ) E / ( Ak d )
= 0, 47 0,194(3951, 22 ×1, 2 + 1, 7)2,1.105 / (306 ×1, 7) = 421, 48( MPa)
Dựa vào bảng (5.11)[1] chọn vật liệu Gang xám dùng phương pháp tôi, ram có

[σ H 2 ] = 550MPa

, độ cứng đạt 321HRC

g) Xác định lực tác dụng lên trục
•

Fr 3 = k x Ft 3 = 6.107 k x P3 / z1 pc n3 = 6.10 7 ×1,15 × 4,86 / 25 × 25, 4 ×116 = 4552,54( N )

Với

k x = 1,15

: Bộ truyền nghiêng một góc dưới 400 so với phương ngang
10


 Thông số bộ truyền xích

Thông số
Bước xích
Số răng đĩa xích
Đường kính
vòng chia
Đường kính
vòng đỉnh
Đường kính
vòng đáy
Đường kính

vành đĩa
Bán kính đáy

Kí hiệu
Pc
z
d

Bánh dẫn
25,4 mm
25 răng
202,66 mm

Bánh bị dẫn
25,4 mm
73 răng
590,4 mm

da

213,76 mm

602,5 mm

df

186,6 mm

574,34 mm

dv

177 mm

565,85 mm

r

101,88 mm

101,88 mm

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NÓN RĂNG THẲNG
I.

Bộ truyền cấp chậm

1. Thông số ban đầu
•
•
•
•
•
•
•
•

Công suất trên trục bánh răng dẫn:

P2 = 4,98kW

P3 = 4,86kW

Công suất trên trục bánh răng bị dẫn
n2 = 580v / ph
Số vòng quay trục bánh răng dẫn:
n3 = 116v / ph
Số vòng quay trục bánh răng bị dẫn:
T2 = 81998,3 Nmm
Mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn:
T3 = 400112, 7 Nmm
Momen xoắn trên trục bánh răng bị dẫn:
u2 = 5
Tỉ số truyền:
Lh = 8 × 3 ×160 × 3 = 11520( h)
Tổng số giờ làm việc:

2. Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng
•

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện. Độ rắn HB2 =235 HB. Giới hạn bền

σ ch = 450MPa

•

σ b = 750MPa

. Giới

hạn chảy

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện. Chọn HB1 = HB2+(10~15) nên độ rắn bánh nhỏ =

250 HB. Giới hạn bền

σ b = 850 MPa

, giới hạn chảy
11

σ ch = 450MPa


3. Ứng suât cho phép
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ H ] = σ oH lim
•

0,9 K HL
sH

K HL = mH
•

(3.5)[3]

Trong đó, hệ số tuổi thọ
N HO
N HE

(3.7)[3]
Số chu kì làm việc tương đương trường hợp làm việc với chế độ tải trọng thay
đổi nhiều bậc

N HE = 60c ∑(
•

Ti 3
) ni ti
Tmax

(6.36)[5]

Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1

T
35
0, 6T 3 28
N HE 3 = 2900 × 60 ×1× [( )3
+(
)
] ×11520 = 1,3 ×109
T 35 + 28
T
35 + 28
T
35
0, 6T 3 28
N HE 4 = 580 × 60 ×1× [( )3
+(

)
] ×11520 = 0, 26 ×109
T 35 + 28
T
35 + 28

•

NOH = 30 × HB 2,4

Số chu kì cơ sở
N OH 3 = 30 × 2502,4 = 0, 017 ×109
N OH 4 = 30 × 235

•
•

2,4

= 0, 015 ×10

(chu kì)

(chu kì)

(6.5)[1]

(chu kì)

9

(chu kì)
Vì NHE > NOH nên KHL3 = KHL4 = 1
(6.3)[1]
N OH lim = 2 × HB + 70( MPa )
Giới hạn mỏi tiếp xúc dài hạn
(bảng 6.2)[1]
NOH lim3 = 2 × 250 + 70 = 570( MPa)

NOH lim 4 = 2 × 235 + 70 = 540( MPa)
•
•

Hệ số an toàn sH = 1,1
Ứng suất tiếp xúc cho phép
0,9 ×1
= 466, 4( MPa )
[ σ H 3 ] = 570 ×
1,1

[ σ H 4 ] = 540 ×
•

0,9 ×1
= 441,8( MPa)
1,1

Vì là bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất uốn cho phép sẽ là

12

[ σ H ] = 0, 5([σ H 3 ]+[σ H 4 ]) = 0,5(466, 4 + 441,8) = 444,1MPa
Thỏa điều kiện

[σ H ] ≤ 1, 25[σ H ]min

(6.12)[1]

[σ H ] = 444,1MPa

Vì thế ta chọn
b) Ứng suất uốn cho phép sơ bộ
K
[σ F ] = σ 0 F lim FL
sF
Chọn sơ bộ:
σ 0 F lim3 = 1,8 H 1 = 1,8 × 250 = 450 MPa

σ 0 F lim 4 = 1,8 H 2 = 1,8 × 235 = 423MPa
K FL 3 = K FL 4 = 1
Tương tự như đối với ứng suất tiếp xúc ta có
sF = 1, 75
Dựa vào bảng 3.5[3] chọn hệ số an toàn:
Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
1
[σ F 3 ] = 450
= 257,14( MPa )
1, 75
1

[σ F 4 ] = 423
= 241, 71( MPa)
1, 75
4. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng
a) Hệ số chiều rộng vành răng
b
ψ ba = w
aw
=0,315
(bảng 3.7)[3]
b
ψ (u ± 1) 0, 315(5 + 1)
ψ bd = w = ba
=
= 0,945
dw
2
2
(3.26)[3]
b) Hệ số tập trung tải trọng
Dựa vào bảng (3.8)[3] ta nội suy được
K H β = 1, 0115
K F β = 1, 02725
5. Khoảng cách trục
aw = 50(u + 1) 3

T2 K H β

ψ ba [σ H ] u
2

= 50(5 + 1) 3

81998,3 × 1, 0115
= 194.05(mm)
0,315 × 441,12 × 5

Chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn:
6. Thông số ăn khớp
a) Modul m
13

aw = 200mm


m = (0, 01 ÷ 0,02)aw = 0, 01× 200 = 2( mm)
m = 2mm
Chọn modul
theo tiêu chuẩn (bảng 3.2)[3]
b) Số răng các bánh răng
2a
2 × 200
zt = z3 + z4 = z1 (1 + u ) = w =
= 200
m
2
(răng) (3.32)[3]
Số răng bánh dẫn
2aw cos80
2a cos 20 0

≥ z3 ≥ w
m(u ± 1)
m(u ± 1)
2 × 200 cos80
2 × 200 cos 20 0
≥ z3 ≥
2(5 + 1)
2(5 + 1)
33 ≥ z3 ≥ 31,32
Chọn

z3 = 32

răng

Số răng bánh bị dẫn

(3.35)[3]

z4 = uz3 = 5 × 32 = 160

(răng) (3.36)[3]
m( z3 ± z4 )
1, 25(32 + 160)
β = arccos
= arccos
= 160
2 aw
2 ×125
Góc nghiêng

(3.37)[3]
zt = z3 + z4 = 160 + 32 = 192
với
(răng)
 Vì z1 = 32 > 30 nên không dịch chỉnh
7. Xác định kích thước bộ truyền

Khoảng cách trục

aw = 200mm

Chiều cao răng

h = 2, 25m = 2, 25 × 2 = 5

Khe hở đường kính
Góc lượn răng
Đường kính vòng chia

Đường kính vòng lăn

(mm)
c = 0, 25m = 0, 25 × 2 = 0,5
(mm)
ρ = m / 3 = 2 / 3 = 0, 67(rad )

d3 =

mz3
2 × 32

=
= 66,58(mm)
cos β cos160

d4 =

mz4
2 ×160
=
= 332,9(mm)
cos β cos160

d w3 = d3 = 66,58mm

d w4 = d 4 = 332,9mm
Đường kính vòng đỉnh

d a 3 = d3 + 2m = 66,58 + 2 × 2 = 70,58( mm)

14


d a 4 = d 4 + 2m = 332,9 + 2 × 2 = 336,9(mm)
d f 3 = d3 − 2, 5m = 66,58 − 2,5 × 2 = 61, 58(mm)

Đường kính vòng đáy

d f 4 = d 4 − 2,5m = 332,9 − 2,5 × 2 = 327,9( mm)

Góc biên dạng

α = 200

Góc ăn khớp

α tw = α = 200

Bề rộng răng

b = awψ ba = 200 × 0,315 = 63( mm)

8. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
π d 3n2 π × 66,58 × 580
v=
=
= 2, 02( m / s)
60000
60000
Vận tốc vòng bánh răng
Dựa vào bảng 3.10[3] chọn được cấp chính xác là 9
9. Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
2T
2 × 81998,3
Ft 3 = Ft 4 = 2 =
= 2463,15( N )
d w3
66,58
Lực vòng
Fr 3 = Fr 4 = Ft 3 tan α w / cos β = 2463,15 tan 200 / cos160 = 932, 64( N )
Lực hướng tâm

Lực dọc trục
Fa 3 = Fa 4 = Ft 3 tan β = 2463,15 tan160 = 706,3( N )
10.

Hệ số tải trọng động
Nội suy bảng 3.12[3] ta được:
K Hv = 1,043

K Fv = 1,1726
11.

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc tính toán
z z z
σ H = M H ε 2T2 K H (u + 1) / (bw u )
d w1

(3.51)[3]

Trong đó:
zH =

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
[3]
z M = 275MPa1/2

Cặp bánh răng bằng thép:
Hế số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:
15

2 cos β
2 cos160
=
= 1, 73
sin 2α tw
sin(2 × 20)

(3.52)


zε =

1
εα

(3.56)[3]
1 1
1
1
ε α = [1,88 − 3, 2( + )]cosβ = [1,88 − 3, 2( +
)]cos160 = 1, 69
z3 z 4
32 160

Theo (3.58)[3]:
1
zε =
= 0, 77
1, 69
Suy ra

K H = K H β K Hv K H α
Hệ số tải trọng tính:
K H β = 1, 0115
Trong đó:

Suy ra

(3.59)[3]

K Fv = 1, 02725

K Hα = 1,13

K H = 1, 0115 × 1, 02725 ×1,13 = 1,174

σH =

(bảng 3.13)[1]

275 × 1, 73 × 0, 77
2 × 81998,3 ×1,174(5 + 1) / 63 × 5 = 333, 2( MPa)
66,58

Do đó
Ứng suất tiếp xúc cho phép
K Z Z KK
[σ ] = σ 0 H lim HL R V l xH
sH
Trong đó:

(3.60)[3]

Z R = 0,95

Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt:
ZV = 0,85v 0,1 = 0,85 × 2, 020,1 = 0,912
Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng:
(3.62)[3]
Kl = 1
Hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn:
d
66,58
K xH = 1, 05 − 34 = 1, 05 −
= 1, 021
10
10 4
Hệ số ảnh hưởng kích thước răng:
1× 0,95 × 0,912 ×1× 1,021
[σ H ] = 441,8
= 355,3( MPa)
1,1
Suy ra
σ H = 333, 2 MPa < [σ H ]=355,3MPa
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.
12.

Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Ứng suất uốn cho phép:
K Y YY K
[σ F ] = σ F lim FL R x δ FC

sF

(3.71)[3]

Trong đó:
16


•
•
•
•
•
•

•

Hệ số an toàn: sF = 1,75
KFL = 1

K FC = 1
Hệ số ảnh hưởng khi quay đến độ bền mỏi:
YR = 1
Hệ số ảnh hưởng của độ nhám:
YX = 1,05 − 0, 005 × 2 = 1,04
Hế số kích thước:
Yδ = 1, 082 − 0,172 lg m = 1, 082 − 0,172log 2 = 1, 03
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng:
1× 1× 1, 044 ×1, 03 × 1
[σ F 3 ] = 257,14

= 158( MPa)
1, 75
Suy ra:
1× 1× 1, 044 ×1, 03 ×1
[σ F 4 ] = 241, 71
= 148,53( MPa)
1, 75

Ứng suất uốn tính toán:
Y FK
σF = F t F
bw m

(3.65)[3]

Trong đó:
YF = 3, 47 +

13, 2 27,9 x
−
+ 0, 092 x 2
zv
zv

Hệ số dạng răng:
z3
32
zv 3 =
=
= 36

3
cos β cos3 160
- Với
(răng)
z4
160
zv 4 =
=
= 180
3
cos β cos 3 16 0
(răng)
- Hệ số chỉnh dịch: x = 0
• Suy ra
13, 2 27, 9 × 0
YF 3 = 3, 47 +
−
+ 0, 092 × 0 = 3,837
36
36
•

YF 4 = 3, 47 +
•

(3.66)[3]

13, 2 27, 9 × 0
−
+ 0, 092 × 0 = 3,54

180
180

Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng
[σ F 3 ] 158
=
= 41,18
YF 3
3,837
[σ F 4 ] 148,53
=
= 41, 96
YF 4
3,54

Do đó ta tính kiểm tra độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn.
•

Hệ số tải trọng tính:
Trong đó:

K F = K F β K Fv K Fα

17

(3.68)[3]


K F β = 1,02725

Hệ số tập trung tải trọng:
(bảng 3.8)[3]
K Fv = 1, 04295
- Hệ số tải trọng động:
(bảng 3.12)[3]
- Hệ số phân bố tải trọng không đều:
4 + (ε α − 1)( ncx − 5) 4 + (2, 76 − 1)(9 − 5)
K Fα =
=
=1
4ε α
4 × 2, 76
(3.70)[3]
b
63
εα =
sin β =
sin160 = 2, 76
πm
π ×2
Với
(3.69)[3]
K F = 1, 02725 ×1,04295 ×1 = 1, 071
Suy ra:
Y FK
3,837 × 2463,15 ×1, 071
σ F1 = F 3 t F =
= 80,33( MPa)
bw m
63 × 2

Do đó:
-

•

•

σ F 1 = 80,33MPa < [σ F 1 ]=158MPa
Vậy độ bền uốn được thỏa.

II.

Bộ truyền cấp nhanh

1. Thông số ban đầu
•
•
•
•
•
•
•
•

Công suất trên trục bánh răng dẫn:

P1 = 5,11kW
P2 = 4,98kW

Công suất trên trục bánh răng bị dẫn

n1 = 2900v / ph
Số vòng quay trục bánh răng dẫn:
n2 = 580v / ph
Số vòng quay trục bánh răng bị dẫn:
T1 = 16827, 76 Nmm
Mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn:
T2 = 81998,3 Nmm
Momen xoắn trên trục bánh răng bị dẫn:
u1 = 5
Tỉ số truyền:
Lh = 8 × 3 ×160 × 3 = 11520( h)
Tổng số giờ làm việc:

2. Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng
•

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện. Độ rắn HB2 =235 HB. Giới hạn bền

hạn chảy

σ ch = 450MPa

18

σ b = 750MPa

. Giới


•

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện. Chọn HB1 = HB2+(10~15) nên độ rắn bánh nhỏ =

250 HB. Giới hạn bền

σ b = 850 MPa

, giới hạn chảy

σ ch = 450MPa

3. Ứng suât cho phép
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ H ] = σ oH lim
•

0,9 K HL
sH

Trong đó, hệ số tuổi thọ
K HL = mH

•

(3.5)[3]

N HO
N HE

(3.7)[3]
Số chu kì làm việc tương đương trường hợp làm việc với chế độ tải trọng thay
đổi nhiều bậc

N HE = 60c ∑(
•

Ti 3
) ni ti
Tmax

(6.36)[5]

Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1

T
35
0, 6T 3 28
N HE1 = 2900 × 60 ×1× [( )3
+(
)
] ×11520 = 1,3 ×109
T 35 + 28
T
35 + 28
T
35
0,6T 3 28
N HE 2 = 580 × 60 × 1× [( )3
+(

)
] ×11520 = 0, 26 × 109
T 35 + 28
T
35 + 28

•

NOH = 30 × HB 2,4

Số chu kì cơ sở
NOH 1 = 30 × 2502,4 = 0, 017 × 109
NOH 2 = 30 × 235

•
•

2,4

= 0, 015 ×10

(chu kì)

(6.5)[1]

(chu kì)

9

(chu kì)

Vì NHE > NOH nên KHL1 = KHL2 = 1
(6.3)[1]
NOH lim = 2 × HB + 70( MPa )
Giới hạn mỏi tiếp xúc dài hạn
(bảng 6.2)[1]
N OH lim1 = 2 × 250 + 70 = 570( MPa )

N OH lim 2 = 2 × 235 + 70 = 540( MPa)
•
•

(chu kì)

Hệ số an toàn sH = 1,1
Ứng suất tiếp xúc cho phép
0,9 ×1
= 466, 4( MPa)
[ σ H 1 ] = 570 ×
1,1

19


[σH2]

= 540 ×

0,9 ×1
= 441,8( MPa)
1,1

Vì là bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất uốn cho phép sẽ là
[ σ H ] = 0,5([σ H 1 ]+[σ H 2 ]) = 0,5(466, 4 + 441,8) = 444,1MPa
(6.12)[1]
[σ H ] ≤ 1, 25[σ H ]min
Thỏa điều kiện
[σ H ] = 444,1MPa
Vì thế ta chọn
b) Ứng suất uốn cho phép
K
[σ F ] = σ 0 F lim FL
sF
Chọn sơ bộ:
σ 0 F lim1 = 1,8 H 1 = 1,8 × 250 = 450 MPa
•

σ 0 F lim 2 = 1,8 H 2 = 1,8 × 235 = 423MPa
K FL1 = K FL 2 = 1
Tương tự như đối với ứng suất tiếp xúc ta có
sF = 1, 75
Dựa vào bảng 3.5[3] chọn hệ số an toàn:
Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
1
[σ F 1 ] = 450
= 257,14( MPa)
1, 75
1
[σ F 2 ] = 423
= 241, 71( MPa)
1, 75

4. Khoảng cách trục
Vì là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên

aw1 = aw 2 = 200mm

Chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn:

aw = 200mm

5. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng
a)
Hệ số chiều rộng vành răng
3
T1 K H β
 50 ( u1 + 1)  T1 K H β
aw ≥ K a ( u1 + 1) 3
=> ψ ba ≥ 
÷.
2
2
aw
ψ ba [ σ H ] u1

 [ σ H ] u1
 50 ( 5 + 1)  16827, 76.1, 0
≥
= 0, 058
÷.
441,12.5
 200 

3

ψ ba

Chọn

ψ ba

= 0,2 theo tiêu chuẩn

20

(bảng 3.7)[3]


ψ bd =

bw ψ ba (u ± 1) 0, 2(5 + 1)
=
=
= 0, 6
dw
2
2

(3.26)[3]

b) Hệ số tập trung tải trọng

Dựa vào bảng (3.8)[3] ta được

K H β = 1, 00

K F β = 1, 01
6. Thông số ăn khớp
a) Modul m
m = (0, 01 ÷ 0,02)aw = 0, 01× 200 = 2( mm)

m = 2mm
Chọn modul
theo tiêu chuẩn (bảng 3.2)[3]
b) Số răng các bánh răng
2a
2 × 200
zt = z1 + z2 = z1 (1 + u ) = w =
= 200
m
2
(răng) (3.32)[3]
Số răng bánh dẫn
2aw cos 80
2aw cos 200
≥ z1 ≥
m(u ± 1)
m(u ± 1)
2 × 200 cos 80
2 × 200 cos 20 0
≥ z1 ≥
2(5 + 1)
2(5 + 1)
33 ≥ z1 ≥ 31,32

Chọn

z1 = 32

răng

Số răng bánh bị dẫn

(3.35)[3]

z2 = uz1 = 5 × 32 = 160

(răng) (3.36)[3]
m( z1 ± z2 )
1, 25(32 + 160)
β = arccos
= arccos
= 16 0
2aw
2 ×125
Góc nghiêng
(3.37)[3]
với

zt = z1 + z2 = 160 + 32 = 192

(răng)
 Vì z1 = 32 > 30 nên không dịch chỉnh

7. Xác định kích thước bộ truyền

Khoảng cách trục

aw = 200mm

Chiều cao răng

h = 2, 25m = 2, 25 × 2 = 5

Khe hở đường kính
Góc lượn răng

(mm)
c = 0, 25m = 0, 25 × 2 = 0,5
(mm)
ρ = m / 3 = 2 / 3 = 0, 67(rad )

21


Đường kính vòng chia

d1 =

mz1
2 × 32
=
= 66,58(mm)
cos β cos160

d2 =

mz2
2 × 160
=
= 332,9(mm)
cos β cos160

d w1 = d1 = 66,58mm

Đường kính vòng lăn

d w2 = d 2 = 332,9mm

d a1 = d1 + 2m = 66,58 + 2 × 2 = 70,58( mm)

Đường kính vòng đỉnh

d a 2 = d 2 + 2m = 332,9 + 2 × 2 = 336,9(mm)
d f 1 = d1 − 2,5m = 66,58 − 2,5 × 2 = 61,58(mm)

Đường kính vòng đáy

d f 2 = d 2 − 2, 5m = 332,9 − 2,5 × 2 = 327,9( mm)

Góc biên dạng

α = 200

Góc ăn khớp

α tw = α = 200

Bề rộng răng

b = awψ ba = 200 × 0, 2 = 40( mm)

8. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
v=

π d1n1 π × 66,58 × 2900
=
= 10,11(m / s )
60000
60000

Vận tốc vòng bánh răng
Dựa vào bảng 3.10[3] chọn được cấp chính xác là 7

9. Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
2T 2 ×16827, 76
Ft1 = Ft 2 = 1 =
= 505,5( N )
d w1
66,58
Lực vòng
Fr1 = Fr 2 = Ft1 tan α w / cos β = 505,5 tan 200 / cos160 = 191, 4( N )
Lực hướng tâm
Lực dọc trục
Fa1 = Fa 2 = Ft1 tan β = 505,5 tan160 = 144,8( N )

10.

Hệ số tải trọng động
Nội suy bảng 3.12[3] ta được:
K Hv = 1,16

K Fv = 1,32
11.

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc tính toán
22


σH =

z M z H zε
d w1

2T1 K H (u + 1) / (bw u )

(3.51)[3]

Trong đó:

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

2 cos β
2 cos160
zH =

=
= 1, 73
sin 2α tw
sin(2 × 20)

[3]
z M = 275MPa1/2

Cặp bánh răng bằng thép:
Hế số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:
1
zε =
εα
(3.56)[3]
1 1
1
1
ε α = [1,88 − 3, 2( + )]cosβ = [1,88 − 3, 2( +
)]cos16 0 = 1, 69
z1 z2
32 160
Theo (3.58)[3]:
1
zε =
= 0, 77
1, 69
Suy ra
K H = K H β K Hv K H α
Hệ số tải trọng tính:
(3.59)[3]

K H β = 1, 00
Trong đó:

Suy ra

K Hv = 1,16

K Hα = 1, 07

(bảng 3.13)[1]

K H = 1× 1,16 × 1, 07 = 1, 24
σH =

275 ×1, 73 × 0, 77
2 × 16827, 76 × 1, 24(5 + 1) / 20 × 5 = 275,32( MPa)
66,58

Do đó
Ứng suất tiếp xúc cho phép
K Z Z KK
[σ ] = σ 0 H lim HL R V l xH
sH
Trong đó:

(3.60)[3]

Z R = 0,95

Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt:

ZV = 0,85v 0,1 = 0,85 ×10,110,1 = 1, 07
Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng:
(3.62)[3]
Kl = 1
Hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn:
d
66,58
K xH = 1, 05 − 14 = 1, 05 −
= 1,021
10
104
Hệ số ảnh hưởng kích thước răng:
23

(3.52)


[σ H ] = 441,8

1× 0,95 × 1, 07 × 1×1, 021
= 373,96( MPa)
1,1

Suy ra
σ H = 275,32 MPa < [σ H ]=373,96MPa

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.
12.

Kiểm nghiệm ứng suất uốn

 Ứng suất uốn cho phép:
K Y YY K
[σ F ] = σ F lim FL R x δ FC
sF

(3.71)[3]

Trong đó:
• KFL = 1,75
•
•
•
•

•

K FC = 1
Hệ số ảnh hưởng khi quay đến độ bền mỏi:
YR = 1
Hệ số ảnh hưởng của độ nhám:
YX = 1,05 − 0,005 × 2 = 1,04
Hế số kích thước:
Yδ = 1, 082 − 0,172 lg m = 1, 082 − 0,172 log 2 = 1, 03
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng:
1, 75 ×1×1, 04 ×1, 03 ×1
[σ F 1 ] = 257,14
= 275, 45( MPa )
1, 75
Suy ra:
1, 75 × 1× 1, 04 × 1, 03 ×1

[σ F 1 ] = 241, 71
= 258,92( MPa)
1, 75

 Ứng suất uốn tính toán:

σF =

YF Ft K F
bw m

(3.65)[3]

Trong đó:
YF = 3, 47 +
•

•

13, 2 27,9 x
−
+ 0, 092 x 2
zv
zv

Hệ số dạng răng:
z1
32
zv1 =
=

= 36
3
cos β cos3 160
- Với
(răng)
z2
160
zv 2 =
=
= 180
3
cos β cos 3 160
(răng)
- Hệ số chỉnh dịch: x = 0
Suy ra
13, 2 27, 9 × 0
YF 1 = 3, 47 +
−
+ 0, 092 × 0 = 3,837
36
36
24

(3.66)[3]


YF 2 = 3, 47 +
•

13, 2 27,9 × 0

−
+ 0, 092 × 0 = 3,54
180
180

Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng
[σ F 1 ] 275, 45
=
= 71, 79
YF 1
3,837
[σ F 2 ] 258,92
=
= 73,14
YF 2
3,54

Do đó ta tính kiểm tra độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn.
Trong đó:
K F β = 1, 02

Hệ số tập trung tải trọng:
(bảng 3.8)[3]
K Fv = 1, 04295
- Hệ số tải trọng động:
(bảng 3.12)[3]
- Hệ số phân bố tải trọng không đều:
4 + (ε α − 1)(ncx − 5) 4 + (2, 76 − 1)(9 − 5)
K Fα =
=

=1
4ε α
4 × 2, 76
(3.70)[3]
b
63
εα =
sin β =
sin160 = 2, 76
πm
π ×2
Với
(3.69)[3]
K F = 1, 02 ×1, 04295 ×1 = 1,064
Suy ra:
Y FK
3,837 × 505,5 ×1, 064
σ F1 = F1 t F =
= 25,8( MPa)
bw m
40 × 2
Do đó:
σ F 1 = 25,8MPa < [σ F 1 ]=275,45MPa
-

•

Vậy độ bền uốn được thỏa.

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

I.

Chọn vật liệu
Chọn vật liệu trục và ứng suất cho phép
• Chọn thép C45 tôi cải thiện
• Độ rắn HB 192..240
σ b = 750MPa
• Giới hạn bền
σ ch = 450MPa
• Giới hạn chảy

II.

Tính thiết kế trục

1. Tính sơ bộ trục
d ≥ 3 T / 0, 2[τ ]
25