Đề tài số 7: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

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

CHI TIẾT MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC:     

Sinh viên thực hiện:                     MSSV: 
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: 1

Trang 1


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1 – Động cơ điện 3 pha không đồng bộ ;  2 – Nối trục đàn hồi ;  3 – Hộp 
giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục ;  4 –Bộ truyền xích ống con lăn;  5 
– Thùng trộn . Chiều quay như hình vẽ.
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục thùng trộn, P ( KW) = 3
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (v/p) = 40
Thời gian phục vụ, L (năm): 3
Quay một chiều, làm việc ba ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 160 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 35s ; T2 = 0.6T ; t2 = 28s
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 phối tỷ số truyền cho hệ thống 
truyền động.
2.
Tính toán thiết kế các chi tiết máy :
a.
Tính toán các bộ truyền hở ( đai, xích hoặc bánh răng).
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 tiêt phụ khác.
3.
Chọn dung sai lắp ghép.
4.
Tài liệu tham khảo.

Trang 2


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Trang 3


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh
LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế  và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề 
cốt   lõi   trong   cơ   khí.   Mặt   khác,   một   nền   công   nghiệp   phát   triển 
không thể  thiếu một nền cơ  khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế  và  
cải tiến những hệ  thống truyền động là công việc rất quan trọng  
trong công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận 
dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ  thống truyền động là những 
yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể  bắt gặp hệ  thống truyền  động  ở 
khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống  

cũng như  sản xuất. Đối với các hệ  thống truyền động thường gặp 
thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ  án thiết kế  hệ thống dẫn động thùng trộn giúp ta tìm hiểu 
và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức 
đã học trong các môn học như  Cơ  kỹ  thuật, Chi tiết máy, Vẽ  kỹ 
thuật...và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về  việc thiết kế  cơ 
khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ  phận điển hình mà công 
việc thiết kế  giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ  bản như 
bánh răng,  ổ  lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh 
viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất  
cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm  ơn thầy, các thầy cô và các bạn trong khoa 
cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể 
tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn.     
Trang 4


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh
Sinh viên thực hiện

                                                

PHẦN 1
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ 
TRUYỀN
CHỌN ĐỘNG CƠ :
1.1.1. Chọn hiệu suất của hệ thống :


Tra bảng 2.3 tài liệu  [1], ta chọn được các hiệu suất sau:
­ Hiệu suất nối trục đàn hồi: 
­ Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: 
­ Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: 
­ Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn: 
­ Hiệu suất của một cặp ổ lăn :

Hiệu suất truyền động :
1.1.

 Vậy, hiệu suất truyền động là: 
1.1.2. Tính công suất cần thiết :


Công suất tính toán:

         


Công suất cần thiết trên trục động cơ:

            
1.1.3.



Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Số vòng quay trên trục công tác:  vòng/phút.
Chọn sơ bộ tỷ sô truyền của hệ thống :

Với :  uh = 16  : tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp ( 8 ÷ 40)
          ux = 2 : tỉ số truyền của bộ truyền xích ( 2 ÷ 5)

Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
            vòng/phút
 
 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 1280 vòng/phút.
1.1.4.

Chọn động cơ điện:
Trang 5


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

          Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:
           , tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn 
         Ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy
         chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất  :

   Ta chọn động cơ 3K112S4 
Công suất 
Vận tốc quay 
Kiểu động cơ
kW
vg/ph
3K112S4

3
1440
   0.82
81,5
1.2.


PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:

      
  Trong đó:
   nđc = 1440 vòng/phút; nlv = 40 vòng/phút.

Tra bảng 3.1 Tài liệu [1] ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp 
đồng trục:
uh = 16
             uh =16 => u1 = u2 = 
Với     u1 = 4  : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh.
           u2 = 4  : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm.


1.3.
1.3.1.

1.3.2.

Tỉ số truyền của bộ truyền xích:

LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.

Phân phối công suất trên các trục:

Công suất trên trục 3: 
          
Công suất trên trục 2:
        
Công suất trên trục 1:
        
Công suất động cơ:
         

Trang 6


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Tính toán số vòng quay các trục:
Số vòng quay của trục 1:
        vòng/phút
Số vòng quay của trục 2:
        vòng/phút
Số vòng quay của trục 3:
  vòng/phút

Vậy:
­ Số vòng quay trục 1 là:  n1  = 1440     vòng/phút.
­ Số vòng quay trục 2 là:  n2  = 360       vòng/phút.
­ Số vòng quay trục 3 là:  n3  = 90         vòng/phút.

1.3.3.

Tính toán moment xoắn trên các trục:
Moment xoắn trên trục động cơ:
        
Moment xoắn trên trục 1:
        
Moment xoắn trên trục 2:
       
Moment xoắn trên trục 3:
       
Moment xoắn trên trục thùng trộn :
       
1.3.5. Bảng đặc tính:
1.3.4.

 Thông 
số/Trục

Động cơ

Công suất (kW)
Tỉ số 
truyền u
Moment xoắn 
(Nmm)
Số vòng quay
 (vòng/phút)

3,5319

1

Trục 1

Trục 2

3,4616

Trục 3

Trục 4

3,2584

3

3,3585

4

4

2.25

23423,36

22957,14

89093,54

345752,44

716250

1440

1440

360

90

40

Trang 7


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Trang 8


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

PHẦN 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:
2.1.1.
Chọn loại xích:
Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích 
chính là công suất trên trục 3 : P3  =  3,2584 Kw, với số vòng quay đĩa xích 
nhỏ n3 = 90 vòng/phút.
Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên 
ta chọn loại xích ống con lăn.
2.1.2.
Thông số bộ truyền:
Theo bảng 5.4 Tài liệu [1], với u=2.25 ta chọn 
số rang đĩa xích nhỏ z1= 27, do đó số rang đĩa xích lớn z2= z1 . ux =27 x 2.26 = 
61 < zmax=120
Theo công thức (5.3) Tài liệu [1], công suất tính 
toán:
         
Trong đó: Với z1 = 27 , 
                 với n01=200vg/ph, 
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu [1]:
2.1.

           Với :
     k0 = 1    – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.
                     (Đường tâm của xích làm với phương ngang 1 góc < 600)
     ka = 1    – Hệ sô kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích.
                     (khoảng cách trục a = (30÷50)pc).
     kdc = 1   – Hệ số kể đến việc ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng 
xích.   
                     (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích.)
     kd = 1.2  – Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng.

                    ( tải trọng động, va đập nhẹ.)
     kc =1.45 – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền.
                     ( làm việc 2 ca / 1 ngày)
     kbt =1.3  – Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn.
                     ( môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ( đạt yêu cầu).
Theo bảng 5.5 Tài liệu [1] với n01 =200(vg/ph), 
chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích pc = 31.75mm thỏa  mãn điều kiện 
bền mòn: Pt < [P] =19.3 (Kw).
Trang 9


Đồ án Chi Tiết Máy   
31.75mm < pc max.
=1270mm.

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh
Đồng thời theo bảng 5.8, bước xích pc = 
Khoảng cách trục a = 40.pc = 40 x 31.75 
Theo công thức (5.12) Tài liệu [1] số mắc xích:

     

Lấy sô mắc xích chẳn X = 124 , tính lại khoảng 
cách trục theo công thức (5.13) Tài liệu [1]
          
             
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a 
một lượng bằng: 
          , do đó a =1258 – 5  = 1253mm.
Số lần va đập của xích: 

          Theo công thức (5.14) Tài liệu [1]
             Bảng 5.9 Tài liệu [1]
2.1.3.
Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo công thức (5.15)Tài liệu [1] : 
Với :
­ Q – Tải trọng phá hỏng. Theo bảng 5.2 Tài liệu [1] , Q= 88500N, khối 
lượng 1m xích q= 3.8kg.
­ Kd – hệ số tải trọng động.  Kd =1.2  : Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở 
máy bằng 150% tải trọng làm việc.
­ Vận  tốc : 
­ Lực vòng: 
­ Lực căng do lực li tâm: 
­ Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm 
ngang , nghiêng một góc  < 400  nên  chọn kf =4.
Do đó : 
             Tra bảng 5.10 Tài liệu [1] với n=200vg/ph, [s]=8.5 . Vậy s > [s] : Bộ 
truyền xích đảm bảo đủ bền.
Xác định thông số đĩa xích:

Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) Tài liệu [1] và bảng 14.4b 
Tài liệu [2]:
Đường kính vòng chia:
2.1.4.

Đường kính vòng đỉnh răng:
Trang 10


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Bán kính đáy răng:
mm.
Với d1 = 19.05 tra bảng 5.2 Tài liệu [1]
Đường kính vòng đáy răng:



Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) Tài 

liệu
[1] :     
Đĩa xích 1:
­ Ft = 2525,89 N : lực vòng.
­ kr = 0.39  : hệ số ảnh hưởng của sô răng đĩa xích ( z1 =27)
­ Kđ =1.2 : hệ số tải trọng động ( tải động, va đập nhẹ).
­ kđ = 1  : Hệ số phân bố không đều tải trọng.
­  : lực va đập trên 1 dãy xích.
­ E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 105 MPa : Modun đàn hồi.
­ A = 262 mm2 : Diện tích chiếu của bản lề.
Độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1:

       
. Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiệt đạt độ rắn bề mặt HB170 sẽ đạt được 
ứng suất tiếp xúc cho phép  sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
Đĩa xích 2:
­ Ft = 3788.37 : lực vòng.
­ kr = 0.23 : hệ số ảnh hưởng của sô răng đĩa xích ( z1 =27)

­ Kđ =1.2 : hệ số tải trọng động ( tải động, va đập nhẹ).
­ kđ = 1  : Hệ số phân bố không đều tải trọng.
­  : lực va đập trên 1 dãy xích.
­ E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 105 MPa : Modun đàn hồi.
­ A = 262 mm2 : Diện tích chiếu của bản lề.
Độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1:
       
. Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB210 sẽ đạt được 
ứng suất tiếp xúc cho phép  sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.
2.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục:

Lực vòng:  Ft = 2525,89N

Với kx = 1.15 : hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 600 

Lực căng do lực ly tâm: 
Trang 11


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền 
nằm ngang , nghiêng một góc  < 400  nên  chọn kf =4.


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

Thời gian phục vụ : L = 3 năm.
Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ,160 ngày/ năm, 3 ca/ngày, 8 giờ/ca.
Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng).
­ Tỷ số truyền:                               ubr1 = 4
­ Số vòng quay trục dẫn :              n1 = 1440 ( vòng/phút)
­ Momen xoắn T trên trục dẫn:     T1 = 22957,14 Nmm.
Cặp bánh răng cấp chậm( bánh răng trụ răng nghiêng).
­ Tỷ số truyền:                               ubr2 = 4
­ Số vòng quay trục dẫn :              n2 = 360 ( vòng/phút)
­ Momen xoắn T trên trục dẫn:     T2 = 89093,54 Nmm.
2.2.1. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:
2.2.1.1.
Chọn vật liệu:
 Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. 
Theo bảng 6.1 Tài liệu[1] ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:
Bánh răng chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có , , 
ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245HB.
Bánh răng bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có , , 
ta chọn độ rắn bánh răng lớn 
HB2 = 230HB.
2.2.

Xác định ứng suất cho phép:
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
­ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
 (chu kỳ)
 (chu kỳ)
­ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :
            (chu kỳ).
­ Tuổi thọ :   giờ

2.2.1.2.

Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:        
( chu kỳ).

 Ta thấy  nên chọn để tính toán.
Trang 12


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Suy ra 
 Ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180…350
Giới hạn mỏi tiếp xúc: ; SH=1.1
­ Bánh chủ động: 
­ Bánh bị động:   

Giới hạn mỏi uốn: 
­ Bánh chủ động: 
­ Bánh bị động:    

Ứng suất tiếp xúc cho phép :
Thép 45 tôi cải thiện nên , do đó :

Ứng suất uốn cho phép :
 

Với  (do quay 1 chiều), – tra bảng 6.2 Tài liệu [1]
   và


Ứng suất quá tải cho phép:

2.2.1.3.

Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có:
Với:
 Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 

6.5 tài liệu [1].
 T1=89093,54 Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động.
 ; 
 :trị  số  phân bố  không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với  tra  

bảng 6.7 tài liệu [1]
Trang 13


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục aw=160mm.



2.2.1.4.

Xác định các thông số ăn khớp:

Theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 Tài liệu [1] chọn 
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng 
Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ: 
  lấy z1=25 (răng)
Số răng bánh lớn:   lấy z2=100 ( răng).
Do đó tỉ số truyền thực : 
Góc nghiêng răng: 
2.2.1.5.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm 
việc:
              
Trong đó:
ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn 
khớp (Bảng 6.5 Tài liệu [1]).
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) 
Tài liệu [1]: 
Với: : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
 với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh (với  là góc profin răng và là góc 
ăn khớp)
: Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
­ Hệ số trùng khớp doc: 
­ Hệ số trùng khớp ngang: 

­ Do đó theo công thức (6.36c) Tài liệu [1] :

KH  ­ hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: 
Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]: 
Trang 14


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

­ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành 

răng.
­ Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động: . 

Trong  đó đường kính vòng lăn bánh chủ động .
Với v = 1.21 (m/s) < 2.5 (m/s)  theo bảng 6.13 Tài liệu [1] dùng cấp chính 
xác 9 ta chọn 
­ Theo công thức (6.42) Tài liệu [1], ta có:  

Với :: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 Tài 
liệu [1]); g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 
và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]).
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: 
Bề rộng vành răng :  chọn bw = 65(mm)
­
­ Vậy 



Theo (6.1) Tài liệu [1] với v=1.21 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính xác 
động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia 
công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng 
da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) Tài liệu [1]:
Như vậy từ (1)  và (2) ta có: , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. 
2.2.1.6.
­

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Điều kiện bền uồn 



Xác định số răng tương đương:



Theo bảng 6.7 Tài liệu [1], ; theo bảng 6.14 với 

v=1.21 (m/s) < 2.5 (m/s) và cấp chính xác 9, 
 theo (6.47) tài liệu [1] hệ số 
 (trong đó  theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16.
Trang 15


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

 Do đó theo (6.46)
Vậy 
Hệ số dạng răng  theo bảng 6.18 tài liệu [1]



­ Đối với bánh dẫn:
­ Đối với bánh bị dẫn:      


: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.



: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.



Với m=2.5 mm, YS=1.08 – 0.0695ln(2.5)=1.022; YR=1 (bánh răng 

phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:


Độ bền uốn tại chân răng:



­
­

Kiểm nghiệm răng về quá tải:

2.2.1.7.

Với hệ số quá tải: Kqt= 1.8
Theo (6.48) tài liệu [1], ứng suất tiếp quá tải:
Theo (6.49) tài liệu [1]:
­
­
2.2.1.8.

Bảng thông số và kích thước bộ truyền:

Thông số

Gía trị

Khoảng cách trục

aw2 = 160mm

Modul pháp

mn = 2.5mm

Trang 16


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Chiều rộng vành răng

bw3 = 65+5 = 70 và bw4 = 65

Tỷ số truyền

um = 4
β = 12.430

Góc nghiêng răng
Số răng bánh răng

z1 = 25

Hệ số dịch chỉnh

x1 = 0

z2 = 100
              x2 = 0

Đường kính vòng chia

d1= m.z1/cosβ= 64

d 2 = 256

Đường kính đỉnh răng

da1=d1+2m= 69

da2=261

Đường kính đáy răng

df1=d1­2.5m= 57.75

df2= 249.75

Góc profin răng
Góc ăn khớp

Cặp bánh răng trụ răng nghiêng 

2.2.2.

cấp nhanh:
2.2.2.1.

Chọn vật liệu:

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt, và 
theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế. Theo bảng 6.1 tài liệu [1] 
ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:
Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có 
σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB.
Trang 17

Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có 
σb2=750Mpa, σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB.
Xác định ứng suất cho phép:

2.2.2.2.

Số chu kì làm việc cơ sở:
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
 (chu kỳ)
 (chu kỳ)
­ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :
            (chu kỳ).
­ Tuổi thọ :  giờ
Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng
­

 Ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180…350
Giới hạn mỏi tiếp xúc: ; SH=1.1
­ Bánh chủ động: 
­ Bánh bị động:   

Giới hạn mỏi uốn: 
­ Bánh chủ động: 

­ Bánh bị động:    

        
( chu kỳ).

 Ta thấy  nên chọn để tính toán.
Suy ra 
Ứng suất tiếp xúc cho phép :
Thép 45 tôi cải thiện nên , do đó :

Trang 18


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Ứng suất uốn cho phép :
 
Với  (do quay 1 chiều), – tra bảng 6.2 Tài liệu [1]
   và


Ứng suất quá tải cho phép:
2.2.2.3.

Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên aw1=aw2=160Mmm
Trị số đối với cấp nhanh nhỏ hơn 20… 30% so với cấp chậm nên :

, 
 :trị  số  phân bố  không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với  tra  

bảng 6.7 tài liệu [1].
2.2.2.4.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm 
việc:
              
Trong đó:
ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn 
khớp (Bảng 6.5 Tài liệu [1]).
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) 
Tài liệu [1]: 
Với: : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
 với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh (với  là góc profin răng và là góc 
ăn khớp)
: Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
­ Hệ số trùng khớp doc: 
­ Hệ số trùng khớp ngang: 
Trang 19


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

­ Do đó theo công thức (6.36c) Tài liệu [1] :

KH  ­ hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: 
Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]: 
­ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành 

răng.
­ Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động: . 

Trong  đó đường kính vòng lăn bánh chủ động .
Với 2,5(m/s)[1] dùng cấp chính xác 8 ta chọn 
­ Theo công thức (6.42) Tài liệu [1], ta có:  

Với :: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 Tài 
liệu [1]); g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 
và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]).
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: 
Bề rộng vành răng :  chọn bw = 50(mm)
­
­ Vậy 



Theo (6.1) Tài liệu [1] với v=4,83 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính 
xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần 
gia công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng 
da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) Tài liệu [1]:
Như vậy từ (1)  và (2) ta có: , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. 
2.2.2.5.
­

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Điều kiện bền uồn 



Xác định số răng tương đương:

Trang 20


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Theo bảng 6.7 Tài liệu [1], ; theo bảng 6.14 với 



v=4,83 (m/s) < 5 (m/s) và cấp chính xác 8, 
 theo (6.47) tài liệu [1] hệ số 
 (trong đó  theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16.
 Do đó theo (6.46)
Vậy 


Hệ số dạng răng  theo bảng 6.18 tài liệu [1]

­ Đối với bánh dẫn:

­ Đối với bánh bị dẫn:      


: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.



: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.



Với m=2,5 mm, YS=1,08 – 0.0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng 

phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:




Độ bền uốn tại chân răng:

­
­
2.2.2.6.

Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt= 1,8
Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải:
Theo (6.49) tài liệu [1]:
­

­
2.2.2.7.

Bảng thông số và kích thước bộ truyền:

Trang 21


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Thông số

Gía trị

Khoảng cách trục

aw1=160mm

Modul pháp

m=2.5mm

Chiều rộng vành răng

bw1=50+5=55 và bw2=50

Tỷ số truyền

um=4

Góc nghiêng răng

β=12.43

Số răng bánh răng

z1=25

z2=100

Hệ số dịch chỉnh

x1=0

x2=0

Đường kính vòng 
chia

d1=m.z1/cosβ=64

d2=256

Đường kính đỉnh răng

da1=d1+2m=69

da2=261

Đường kính đáy răng

df1=d1­2.5m=57.75

df2=249.75

Góc profin răng
Góc ăn khớp

Trang 22


Đồ án Chi Tiết Máy   

2.3.

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

THIẾT KẾ TRỤC ­ CHỌN THEN:
2.3.1.

 Thông 
số/Trục
Công suất 
(kW)
Tỉ số 
truyền u

Thông số tính toán:

Trục 4

3,258

3

Trục 1

Trục 2

3,5319

3,4616

3,359

4

4

22957,14

89093,54

345752,44

716250

1440

360

90

40

1

Moment xoắn 
23423,36
(Nmm)
Số vòng quay
 (vòng/phút)

Trục 3

Động cơ

1440

2.25

Chọn vật liệu trục:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có , ứng suất xoắn cho phép .
2.3.3.  Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức (10.9) Tài liệu [1], đường kính trục thứ k với k = 1…3
2.3.2.

 

Tra bảng  động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo 
động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất, loại 3K112S4  2p = 4 :
Trang 23


Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

Đường kính trục động cơ: dđc = 28 mm.
Tra bảng 10.2 Tài liệu [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn 
theo tiêu chuẩn : 
Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 phải 
là  nên ta chọn 
Do đó đường kính sơ bộ của trục sẽ là :
;       ;        
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
  Dựa vào bảng 10.3 Tài liệu [1] ta được trị số các khoảng cách k1, k2, k3 và hn

k1 = 10(mm) ­ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến 
thành trong   của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
2.3.4.



hộp.

k2 = 8(mm) ­ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của 
k3 = 10(mm) ­ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến  



nắp ổ.


hn = 15(mm) ­ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông.

  Dùng các ký hiệu :
 k  ­  số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc
 i­ số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền 

tải trọng
    i = 0 và  1 ­  các tiết diện trục lắp ổ
    i = 2..s ­ với s là số chi tiết quay
  ­ khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k
  ­ khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k  
 ­ chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục.
 ­ khoảng công­xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp 

giảm tốc đến gối đỡ.
 ­ chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.

  Dựa vào bảng 10.4 Tài liệu [1] : Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng 
trục,   hình 10.9.
2.3.4.1.

Trục 1 :
Trang 24

Đồ án Chi Tiết Máy   

    ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh

    Chọn sơ bộ chiều dài nữa khớp nối : lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (35÷62,5) = 
55(mm)
    Chiều rộng ổ lăn ứng với đường kính d1 = 25mm : b0 = 17mm
   Do chiều rộng bánh răng là bw1 = 55(mm) nên chọn chiều dài mayơ bánh 
răng     trụ là lm13 = bw1 = 55 (mm).
   
   
2.3.4.2.

Trục 3

Do chiều rộng bánh răng là bw4 = 65(mm) nên chọn chiều dài mayơ bánh răng 
trụ là lm32 = bw4 = 65(mm).
Chọn chiều dài mayo bánh xích: 
Chiều rộng ổ lăn ứng với đường kính d3 = 50mm : b0 = 27mm

2.3.4.3.

Trục 2:

Do chiều rộng bánh răng là bw2 = 50(mm) nên chọn chiều dài mayơ bánh răng 
trụ là lm22 = bw2 = 50(mm).
Chiều rộng ổ lăn ứng với đường kính d2 = 30mm : b0 = 19mm
 với l4=12.5mm
.

Trang 25