ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Sinh viên thực hiện: NGUYỄN TRƯỜNG LAM
Ngành: Kỹ thuật Thiết Kế
Giáo viên hướng dẫn: PHAN ĐÌNH HUẤN
Ngày hoàn thành:

MSSV: 1711882
Kí tên:
Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI
ĐỀ SỐ 3: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Phương án số: 13

SVTH: Nguyễn Trường Lam

1


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Hệ thống dẫn động băng tải gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn
hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển; 4- Bộ truyền xích con lăn; 5- Băng tải.
( Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)
Số liệu thiết kế:

Lực vòng trên băng tải F (N)
F : 5500 N
Vận tốc băng tải v (m/s)
v : 1.5 m/s
Đường kính tang dẫn D (mm)
D : 550 mm
Thời gian phục vụ
L= 5 năm.
Số ngày làm/năm K ng ,( ngày) 𝐊 𝐧𝐠 = 200 ngày
Số ca làm việc trong ngày ( ca) 3 ca
t1 , giây
25
t 2 , giây
16
T1
T
T2
0,7T
Yêu cầu
01 thuyết minh; 01 bản vẽ lắp ; 01 bản vẽ chi tiết
Nội dung thuyết minh
1. Xác định công xuất động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động .
2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
a. Tính toán các bộ truyền hở ( xích)
b. Tính các bộ truyền trong hợp giảm tốc ( bánh răng)
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, bulông và các chi tiết phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.

4. Tài liệu tham khảo

SVTH: Nguyễn Trường Lam

2


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

MỤC LỤC
Nội dung:
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

Trang

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.
PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

4
4
5

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH.

7

I.
II.

I.

II.
III.

THÔNG SỐ CƠ BẢN.
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH.
TÍNH KIỂM NGHIỆM XÍCH VỀ ĐỘ BỀN.

PHẦN III: THIẾT KẾ HỘP TRUYỀN
I.
II.
III.
IV.

TÍNH TOÁN CHỌN VẬT LIỆU.
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ
RĂNG NGHIÊNG
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
THẲNG
KIỂM NGHIỆM BÔI TRƠN NGÂM DẦU

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
I.
II.
III.
IV.
V.

CHỌN VẬT LIỆU
XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC TRỤC
PHÂN TÍCH LỰC VÀ CHỌN KÍCH THƯỚC CÁC TRỤC

TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI
KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN THEN

PHẦN IV: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN
I.
II.
III.

TRỤC 1
TRỤC 2
TRỤC 3

PHẦN V: CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC
I.
KHỚP NỐI TRỤC ĐÀN HỒI
II.
THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC
III.
DUNG SAI LẮP RÁP
IV.
CHI TIẾT PHỤ
SVTH: Nguyễn Trường Lam

7
7
9

12
12
15

22
28

29
29
29
32
41
44

46
46
48
50
53
53
54
56
58
3


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

III.

PHẦN I:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.

➢ Hiệu suất truyền động:
η = ηkn x ηbr1 x ηbr2 x ηx x ηol 4
Trong đó:
ηkn =0.99 : Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi.
ηx = 0.9 : Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn.
ηbr1 =0.96 : Hiệu suất truyền động bánh răng trụ răng thẳng.
ηbr2 =0.96 : Hiệu suất truyền động bánh răng trụ răng nghiêng.
ηol =0.99 :Hiệu suất của mỗi cặp ổ lăn.
Ta được:
η =0.99 x 0.96 x 0.96 x 0.9 x 0.994 = 0.7887
➢ Công suất làm việc:
Plv =

Fxv
1000

=

5500 x 1.5
1000

= 8.25 (kW).

Trong đó:
F: là lực kéo trên băng tải (N); v : vận tốc băng tải (m/s).
➢ Công suất tính toán
Do băng tải làm việc có tải trọng thay đỏi nên ta có công suất tính toán:
Pt = Ptd = Plv

√

T

2

T

2

( T1 ) .t1 +( T2 ) .t2
t1 + t2
T 2

0.7 T 2

(T) .25+( T ) .16
= 8.25 . √
25+16

= 7.3835 (kW).
➢ Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Pct =

Pt
η

=

7.3835
0.7887

= 9,3616 (kW).

➢ Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
• Số vòng quay sơ bộ của trục công tác:
nlv =

60000.v 60000 x 1.5
=
= 52,087 (vòng/phút).
π.D
π x 550

Trong đó:
SVTH: Nguyễn Trường Lam

4


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
v: vận tốc quay của băng tải (m/s); D: đường kính tang dẫn (mm).
• Tỷ số truyền:
u= uh . ux = 9.3= 27
Trong đó:
uh = 9 : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc .
ux = 3 : Tỷ số truyền của bộ truyền xích ống con lăn.
• Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv . u = 27 x 52.087 = 1406.349 (vòng/phút).
➢ Chọn động cơ điện:
Dựa vào bảng P1.1 trang 234[1], ta chọn động cơ K160M4 có công suất

11(kW) và số vòng quay trục chính là 1450 (vòng/phút).
IV.

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

➢ Tỷ số truyền của hệ dẫn động:
u=
•

•

nđc
nlv

1450

=

52.087

= 27.838

Ta chọn uh = 9. Dựa vào bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo [1] ta chọn u1 =
3,543 là tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh , u2 = 2,54 là tỷ số truyền
của cặp bánh răng cấp chậm.
Tỷ số truyền của bộ truyền xích:

ux =

u

u1 .u2

=

27.838
3,543 . 2,54

= 3,0933

➢ Tính toán công suất trên các trục:
P3 =
P2 =
P1 =

Plv
ηol .ηx
P3

=

ηol .ηbr2
P2
ηol .ηbr1

8.25

= 9,2593 (kW)

0,99 .0,9
9.2593

=
=

0,99 .0,96
9.7423
0,99 .0,96

= 9,7423 (kW)
= 10,25 (kW)

➢ Tính toán số vòng quay các trục:
n1 = nđc
n2 =
n3 =
n4 =

n1
u1
n2
u2
n3
ux

=
=
=

= 1450 (vòng/phút).
1450

= 409.26 (vòng/phút).

3,543
409.26

2,54
161.13
3.0933

SVTH: Nguyễn Trường Lam

= 161,13 (vòng/phút).
= 52.09 (vòng/phút).
5


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
➢ Tính toán momen xoắn trên các trục:
Tđc = 9,55.106
T1 = 9,55.106
T2 = 9,55.106
T3 = 9,55.106
T4 = 9,55.106

Pđc

= 68891,72 (N.mm)

n1

P1

n1
P2

n2
P3

n3
P43

n4

= 67508,62 (N.mm)
= 227340,17 (N.mm)
= 548788,65 (N.mm)
= 1512526,4 (N.mm)

Bảng phân phối tỉ số truyền:
Trục
Thông số
Công suất ,P (kW)

Động cơ

I

II

III

IV

10,46

10,25

9,7423

9,2593

8,25

Tỉ số truyền u
Số vòng quay n
(vòng/phút)
Momen xoắn
T (N.mm)

1

3,543

2,54

3,0933

1450

1450

409,26

161,13

52,09

68891,72

67508,62

227340,17

548788,65

1512526,4

SVTH: Nguyễn Trường Lam

6


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

PHẦN II:
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH.
I.

THÔNG SỐ CƠ BẢN.

Bộ truyền xích ống con lăn một dãy.
Công suất : 𝐏𝟑 = 9,2593 kW.
Số vòng quay : 𝐧𝟑 = 161,13 vòng/phút.
Tỉ số truyền: 𝐮𝟑 = 3,0933
II.

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH.

➢ Chọn số răng của dĩa xích dẫn theo công thức:
z1 = 29 – 2.u = 29 – 2 . 3,0933 = 23 răng
➢ Tính số răng dĩa xích lớn theo công thức:
z2 = u x z1 = 3.0933 x 23 = 72 răng
(z2 < zmax = 120 răng)
➢ Công suất tính toán theo công thức 5.3 [1] : Pt = P.K.K z .K n
Trong đó : P: công suất cần truyền
K z : hệ số số răng
Kz =

25
z1

=

25
23

= 1,086

K n : hệ số số vòng quay

Kn =

200
n3

=

200
161,13

= 1,242

Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 [1] xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích
K theo công thức :
K = K 0 x K a x K dc x K đ x K c x K bt = 1 x 1 x 1,1 x 1.2 x 1.45 x 0,8 = 1.53
• Trong đó:
K 0 = 1 (không có yêu cầu về độ nghiêng đường tâm xích)
K a = 1 (khoảng cách trục a = (30 ÷ 50)pc )
K dc = 1,1 đĩa căng hoặc con lăn căng xích
K đ = 1.2 (hệ số tải trọng động , tải va đập nhẹ)
K c =1,45 (chế độ làm việc 3 ca) ( tra bảng 5.6 tài liệu [1] )
K bt = 0.8 (bôi trơn nhỏ giọt)
➢ Công suất tính toán
SVTH: Nguyễn Trường Lam

7


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Pt = P3 x K x K z x K n

= 9,2593 . 1,53 . 1,086 . 1,242 = 19,108 (kW).
Tra bảng 5.5: n01 = 200 (vòng/phút) ta chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước pc =
= 31,75 (mm) thỏa điều kiên bền mòn Pt ≤ [P] = 19,3 (kW)
Bước xích : pc = = 31,75 mm
Đường kính chốt : dc = 9,55 mm
Chiều dài ống : B = 27,46 mm
Vận tốc trung bình v của xích
v=

πdn
60 000

=

n .z .pc
60 000

=

161,13 . 23 . 31,75
60 000

= 1,961 (m/s)

Khoảng cách trục sơ bộ a= 40pc = 40. 31,75=1270 mm
Theo công thức 5.12 [1] số mắc xích:
x=
x=

2a

pc

+ 0,5(z1 + z2 ) +

2.1270

(z2 − z1 )2 pc
4π2 a

+ 0,5(23 + 72) +

31,75

(72− 23)2 .31,75
4π2 .1270

= 129,02

Chọn x= 130 mắc xích
Theo công thức 5.13 xác định lại khoảng cách trục:
a = 0,25pc [x −

z1 + z2
2

a = 0,25 . 31,75 [130 −

2

2

z +z
z −z
+ √(x − 1 2 ) − 2 ( 2 1 ) ]
2
π

23+72
2

2

2

23+72
72−23
) − 2(
) ]
+ √(130 −
2

π

= 1285,84 ≈ 1286 (mm)
Để tránh xích không chịu lực căng quá lơn, ta cần giảm một lượng:
Δa = 0,003a = 3,857 ≈ 4
⇒ a = 1282 mm
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây theo công thức 5.14:
i=

z1 .n
15.x

=

23 .161,13
15 .130

= 1,9

Tra bảng 5.9 : i= 1,9 ≤ [i] =25

SVTH: Nguyễn Trường Lam

8


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
III. TÍNH KIỂM NGHIỆM XÍCH VỀ ĐỘ BỀN.
➢ Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo công thức 5.15:
S=

Q
Kd. .Ft + F0 + Fv

Trong đó:
Q tải trọng phá hỏng (N) , tra bảng 5.2 [1] Q= 88500 (N)
Khối lượng 1 mét xích q= 3,8 (kg)

K d hệ số tải động với chế độ làm việc trung bình K d = 1,2
Lực vòng có ích:
Ft =

1000P
v

=

1000.9,2593
1,961

= 4721 (N)

Fv = q. v 2 = 3,8 . 1,9612 =14,62 (N)
F0 = 9,8 . k f .q.a = 9,8 . 6. 3,8 . 1,282 = 286,45 (N)
k f =6 ( bộ truyền nằm ngang)
S=

88500
1,2.4721+ 286,45 + 14,62

= 14,83 (N)

Tra bảng 5.10 : n= 200(vòng/phút) [s]= 8,5
Vậy s>[s] bộ truyền đảm bảo điều kiện bền.
Đường kính đĩa xích theo công thức 5.17 và bảng 13.4 [1]:
d1 =
d2 =

pc
π
sin(z )
1

pc
π
sin(z )
2

=
=

31,75
π

sin(23 )
31,75
π

sin(72 )

= 233,17 mm
= 727,88 mm

π

π

z1

23

da1 = pc [0,5 + cotg ( )] = 31,75 [0,5 + cotg ( )]
= 115,5 mm
π

π

z2

72

da2 = pc [0,5 + cotg ( )] = 31,75 [0,5 + cotg ( )]
= 363,59 mm
r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025. 19,05 +0,05 = 9,623 (mm)
Tra bảng 5.2 : d1 = 19,05 (mm)
df1 = d1 - 2.r = 233,17 – 2. 9,623 = 213,9 (mm)
df2 = d2 - 2.r = 727,88 – 2. 9,623 = 708,6 (mm)
➢ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 [1] .
SVTH: Nguyễn Trường Lam

9


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

σH1 = 0,47

√

Kr ( Ft .Kd +Fvd ).E
A.Kd

≤ [σH ]

Trong đó [σH ] ứng suất tiếp xúc cho phép (MPA)
Ft lực vòng (N) Ft = 4721 (N)
Fvd lực va đập trên m dãy xích
Fvd =13.10−7 . n1 . p3 . m = 13.10−7 . 161,13 . 31,753 . 1 = 6,7 (N)
K d hệ số tải trọng động
Tra bảng 5.6 : K d = 1,2
A diện tích chiếu của bản lề Tra bảng 5.12 A = 262 (mm2 )
E modun đàn hồi E= 2,1.105 (MPA)
K r = 0,42
σH1 = 0,47

√

0,42.(4721.1,2+6,7).2,1.105
262.1,2

= 592,9 (MPA)

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho:
[σH ] = 600 (MPA) đảm bảo được đọ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1
Tương tự [σH2 ] ≤ [σH ] với cùng vật liệu nhiệt luyện
➢ Xác định lực tác dụng lên trục theo công thức 5.20 :
Fr = K x . Ft =1,15 . 4721= 5429,2 (N)
Trong đó: K x : hệ số kể đến trọng lượng xích , K x =1,15 do bộ truyền nằm

ngang.

SVTH: Nguyễn Trường Lam

10


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

➢ Bảng thông số bộ truyền xích:
Chọn bộ truyền xích ống con lăn
Số răng đĩa xích
Bước xích
Khoảng cách trục
Động số lần va đập của xích trong một giây
Lực tác dụng trên trục
Đĩa xích dẫn

Đĩa xích bị dẫn

SVTH: Nguyễn Trường Lam

1 dãy
z1 = 23 răng
z2 = 72 răng
pc = = 31,75 mm
a = 1286 (mm)
i= 1,9
Fr = 5429,2 (N)
d1 = 233,17 mm

da1 = 115,5 mm
df1 = 213,9 (mm)
d2 = 727,88 mm
da2 = 363,59 mm
df2 = 708,6 (mm)

11


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
PHẦN III:
THIẾT KẾ HỘP TRUYỀN
I.
TÍNH TOÁN CHỌN VẬT LIỆU.
1. Chọn vật liệu:
Do công suất truyền tải không lớn lắm, không có yêu cầu đặc biệt gì về vật liệu,
để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp như nhau: cụ thể chọn thép 45
tôi cải thiện, phôi rèn. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện
bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 ÷ 15 đơn vị.
Cặp bánh răng nghiêng 1:
σb1 = 850 (MPa)
σch1 = 580 (MPa)
Cặp bánh răng thẳng 2 :
σb2 = 750 (MPa)
σch2 = 450 (MPa)
2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép :
Chọn độ rắn bánh răng 1 và 3 là 245 HB
Chọn độ rắn bánh răng 2 và 4 là 230 HB
Theo bảng 6.2
0

σHLim = 2HB + 70
σ0HLim1 = σ0HLim3 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)
σ0HLim2 = σ0HLim4 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
SH1 = 1,1
σ0FLim1 = σ0FLim3 = 1,8.245 = 441 (MPa)
σ0FLim2 = σ0FLim4 = 1,8.230 = 414 (MPa)
SF = 1,75
3. Số chu kỳ làm việc cơ sở theo 6.5 [1] :
NHO1 = NHO3 số chu kỳ thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc
2,4
NHO1 = NHO3 = 30 HHB
với HHB với độ rắn Brinen
1
NHO1 = NHO3 = 30. 2452,4 = 1,6.107
NHO2 = NHO4 số chu kỳ thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc
2,4
NHO2 = NHO4 = 30 HHB
với HHB với độ rắn Brinen
2
NHO2 = 30. 2302,4 = 1,39.107
4. Hệ số tuổi thọ theo 6.7 [1]:
NHE số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương :
NHE = 60.c.∑ (
SVTH: Nguyễn Trường Lam

Ti
TMax

) ni .t i
12

ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Trong đó:
-c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
-Lh = 3.8.200.5= 24000 giờ
t1 =

25
25+16

Lh = 14634,2 ; t 2 =

16

L = 9365,85
25+16 h

Theo 6.7 ta có:
Ti

NHE1 = 60.c.∑ (

TMax

= 60.

1450

3

) ni .t i

.(13 . 14634,2 + 0,73 . 9365,85 )

3,543

= 15,5.108 chu kỳ
Vì NHE1 ≥ NHO1 ⇒ K HL = 1
5.Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được xác định sơ bộ:
[σH ] =
[σF ] =

σ0HLim
SH
σ0FLim
SF

. ZR . Zv . K xH . K HL
. YR . Ys . K xF . K FC . K FL

Trong đó: Zr : hệ số xét độ nhẵn của mặt răng làm việc, Zv : hệ số xét đến ảnh
hưởng của vận tốc vòng, K XH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, YR :
hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, YS : hệ số xét đến độ nhạy
của vật liệu đối với tập trung ứng suất, K xF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh
hưởng đến độ bền uốn, K FC : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải,
K HL , K FL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ tuyền.
σ0HLim và σ0FLim là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với
số chu kỳ cơ sở; SH , SF : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn,

Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy ZR . Zv . K xH = 1 và YR . Ys . K xF = 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo 6.1a :
[σH ] =

σ0HLim
SH

. K HL

⇒ [σH ] 1 = [σH ] 3 =
⇒ [σH ] 2 = [σH ] 4 =

560 .1
1,1
530 .1
1,1

= 509 (MPa)
= 481,8 (MPa)

Theo 6.12:
[σ H ] =

[σH ] 1 +[σH ] 2
2

=

509+481,8
2

=495,4 (MPa)

Ứng suất uốn cho phép:
SVTH: Nguyễn Trường Lam

13


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
[σF ] =

σ0FLim
SF

. K FC . K FL

Theo 6.7:
NFE1 = 60.c.∑ (
= 60.

1450

Ti
TMax

6

) ni .t i

. 24000.(16 .

3,543

25
41

+ 0,76 .

16
41

)

= 3,866 . 108 chu kỳ
NFO1 = 4. 106 ( đối với tất cả các loại thép)
Vì NFE1 > NFO1 ⇒ K HL = 1
Ứng suất uốn cho phép: Theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều K FC = 1:
[σF ] =

σ0FLim
SF

. K FC . K FL

[σF1 ] = [σF3 ] = 441.
[σF2 ] = [σF4 ] = 414.

1
1,75

1
1,75

=252 MPa
=236 MPa

Ứng suất quá tải cho phép : Theo 6.10 và 6.11 :
[σH ] Max = 2,8. σch2 = 2,8.450= 1260 (MPa)
[σF1 ] Max = 0,8. σch1 = 0,8 .580= 464 (MPa)
[σF2 ] Max = 0,8. σch2 = 0,8.450= 360 (MPa)

SVTH: Nguyễn Trường Lam

14


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
II.

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
NGHIÊNG
1. Số liệu:
•
•
•
•
•
•

Công suất 𝐏𝟏 = 10,46 (kW)

Số vòng quay bánh dẫn : 𝐧𝟏 = 1450 (vòng/phút)
Moment xoắn : 𝐓𝟏 = 67508,62 (N.mm)
Tỷ số truyền: 𝐮𝟏 = 3,543
Tuổi thọ: L = 5 năm
Thời gian làm việc: 𝐋𝐡 = 3.8.200.5= 24000 (giờ)

2. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục với cấp nhanh theo 6.15 [1]
aw1 ≥ K a ( u +1)

3

√[σ

T1 .KHβ

H]

2 .u

1 .ψba

Trong đó: K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng, T1 : mômen xoắn
trên trục máy chủ động (N.mm), [σH ]: ứng suất tiếp xúc cho phép MPA, u1 : tỷ số
truyền cấp nhanh.
ψba =

bw

bw = chiều rộng vành răng

aw

Tra bảng 6.5 với răng nghiêng vật liệu 2 bành là: Thép – Thép K a = 43
Tra bảng 6.6 : ψba = 0,25
ψbd = 0,53. ψba ( u + 1) = 0,53.0,25.(3,543 +1) = 0,6019
Tra bảng 6.7 với sơ 2: K Hβ = 1,19
T1 = 67508,62 ( N.mm)

⇒ aw1 = 43( 3,543 +1)

3

67508,62 .1,19

√(495,4)2 .3,543.0,25 = 140,18 (mm)

⇒ aw1 = 150 (mm)
3. Xác định các thông số ăn khớp
a. Modul và góc nghiêng răng:
Ta có: m = (0,01 ÷ 0,02) aw1 = (0,01 ÷ 0,02). 150 = 1,5÷ 3
Theo bảng 6.8 chọn m = 2,5 ( không chọn m< 1,5 ÷ 2 nếu không khi quá tải
răng sẽ bị gãy).
SVTH: Nguyễn Trường Lam

15


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
b. Số răng các bánh răng:

Khi tính toán cho bánh răng nghiêng, ngoài số răng ta phải chọn góc nghiêng
răng β (80 ≤ β ≤ 200 )
Số răng bánh nhỏ theo công thức sau
2.aw .cos200

≤ z1 ≤

m( u+1)

2.aw .cos80
m( u+1)

24 ≤ z1 ≤ 26
⇒ Chọn 𝐳𝟏 = 25 (răng)
⇒ Số răng bánh lớn
z2 = u . z1 = 3,543 . 25 =88,6 ( răng)
⇒ Chọn 𝐳𝟐 = 89 (răng)
Tỷ số truyền mới là: u =

88
25

= 3,52

Khi đó ta có góc β là:
Cos β =

m(z1 +z2 )
2.aw1

=

2,5(25+88)
2.150

= 0,95

⇒ 𝛃 = 𝟏𝟖, 𝟏𝟗𝟎
4. Dịch chỉnh góc
Do độ cứng bánh răng nhỏ hơn 320HB nên không sử dụng hệ số hiệu chỉnh
x1 = x2 = 0
5. Kích thước bộ truyền
- Khoảng cách trục :
aw1 = (

0,5 .zt
Cos β

+ xt + Δy )m

=150 mm
Chọn 𝐚𝐰𝟏 =150 mm
89

-

Tỉ số truyền thực: u =

-

Đường kính vòng lăn:
dw1 , dw2 đường kính vòng lăn bánh nhỏ, bánh lớn :
dw1 =

2.aw1
u+1

=

25

2.122
3,543+1

= 3,56

= 65,79 (mm)

dw2 = dw1 .u = 65,79 . 3,56 = 234,21 (mm)
SVTH: Nguyễn Trường Lam

16


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

-

Đường kính vòng chia :
d1 =

mz1
Cos β

d2 =
-

mz2

=

2,5.25

=

Cos β

= 65,79 mm

0,95

2,5 .89
0,95

= 234,21 mm

Đường kính vòng đỉnh răng :
da1 = d1 + 2(1+x1 - ∆y)m = 65,79+2.(1)2,5 =70,79 mm
da2 = d2 + 2(1+x1 - ∆y)m = 234,21+2.(1)2,5 =239,21 mm

-

Đường kính vòng đáy :
df1 = d1 – (2,5- 2x1 )m=65,79 – (2,5).2,5 =59,54 mm
df2 = d2 – (2,5- 2x2 )m= 234,21– (2,5).2,5 =227,96 mm

-

Bề rộng răng:
bw = aw . ψba = 150 . 0,25 = 37,5 mm

6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33), ứng suất trên mặt răng làm việc.
σH = ZM . ZH . Zε . √

2.T1 .KH .( u +1)
2

2.bw.u1 .dw1

Trong đó ZM hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
1

Tra bảng 6.5 : ZM = 271 (MPA)3
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH = √

2.cosβB
Sin2.atw

Góc nhiêng trên hình trụ cơ sở:
αtw = arctg (

tgα

tg20

) = arctg ( 0,95 ) = 20,960 ( theo TCVN góc profil α = 200 )
Cos β

Theo bảng 6.35:
⇒ tgβb = cos(20,960 ).tg(18,190 ) = 0,306
⇒βb = 17,050
SVTH: Nguyễn Trường Lam

17


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Do đó theo 6.34 [1]:
ZH = √

2.cos (17,050 )
Sin2.20,960

= 1,6917

Zε : hệ số kể dến sự trùng khớp của răng
Theo 6.38: Zε = √

εα = [1,88 − 3,2 (
⇒Zε = √

1
εα

1

trong đó theo 6.38b :

εα

1
z1

+

1

=√

1
z2

)] = [1,88 − 3,2 (

1
25

+

1
89

)] = 1,7156

= 0,763

1,7156

Vận tốc vòng bánh răng:
Theo 6.40 : v =

π.dw1 .n1
60000

=

π.65,79 .1450
60000

= 4,99(m/s) ≤ 6 (m/s)

Theo bảng 6.13 với v= 4,99(m/s) dùng cấp chính xác 8, với cấp chính xác 8 ta có
K Hα =1,09 (theo bảng 6.14)
ϑH = δH . g 0 .v. √

aw1
u

Tra bảng 6.15 ⇒ δH = 0,002
Tra bảng 6.16 ⇒ g 0 = 56
ϑH = 0,002. 56.4,99. √

150
3,56

= 3,62

Theo bảng 6.7 với sơ đồ hình 2 : K Hβ =1,19
K Hv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số K Hv tính theo
công thức (6.41)
K Hv = 1 +

ϑH .bw .dw1
2.T1 .KHβ .KHα

= 1+

3,62.37,5.65,79
2.67508,62.1,19.1,09

= 1,05

Theo 6.39:
K H = K Hβ . K Hα . K Hv = 1,19.1,09.1,05 =1,362
Thay các giá trị vừa tính được vào 6.33 ta được:
σH = ZM . ZH . Zε . √

2.T1 .KH .( u +1)

2

2.bw.u1 .dw1

SVTH: Nguyễn Trường Lam

18


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
σH = 271. 1,6917. 0,763. √

2.67508,62.1,329 .( 3,56 +1)
2.37,5.3,56.65,792

= 294,33 (MPa)

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức:
[σH ] =

σ0HLim
SH

. ZR . Zv . K xH . K HL

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 4,99 (m/s)
Zv : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi v ≤ 10 (m/s) ⇒ Zv =1
Với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần
gia công đạt độ nhám R a = 2,5 ÷ 1,25 (μm) ⇒ ZR = 0,95, khi đường kính vòng đỉnh
bánh răng da ≤ 700 (mm) , do đó theo (6.1) và (6.1a)

⇒ [σH ]= [σH ]. ZV . ZR . K xH = 495,4.1.0,95.1 = 470,7 (MPa)
Như vậy 𝛔𝐇 = 294,33 (MPa) < [𝛔𝐇 ] = 470,7 (MPa ) do đó kết quả tính toán phù
hợp với yêu cầu.
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Ứng suất uống tính toán :
σF1 =

2.T1 .KF .Yε .Yβ .YF1
bw .dw1 .m

Theo bảng 6.7 K Fβ = 1,39; theo bảng 6.14 với v =4,99 với cấp chính xác là 8 suy ra K Fα
=1,27
ϑF = δF . g 0 .v. √

aw1
u

= 0,006.56.4,99. √

150
3,56

= 10,88

Trong đó theo bảng 6.15 δF = 0,006, theo bảng 6.16: g 0 = 56
Theo 6.46 [1] ta có:
⇒ K Fv = 1 +

ϑF1 .bw1 .dw1
2.T1 .KFβ .KFα

= 1+

10,88.37,5 .65,79
2.67508,62.1,39.1,27

= 1,112

Do đó: K F = K Fβ . K Fα . K Fv =1,39.1,27.1,112 = 1,963
Hệ số kể đến sự trùng khớp răng :
Với εα = 1,7156⇒ Yε =

1
εα

= 0,583

Hệ số kể đến độ nghiêng răng:

SVTH: Nguyễn Trường Lam

19


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Với β = 18,190 ⇒ Yβ = 1 -

β
140

= 0,87

Số răng tương đương :
z
zv1 = 1 3 = 27,6
cosβ

zv2 =

z2
3

cosβ

= 98.6

Tra bảng 6.18 ta được : ( với hệ số dịch chuyển x1 = x2 = 0)
YF1 =3,39 ; YF2 =3,5
Với m =2,5 , YS = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,032 ; YR = 1
Bánh răng phay K xF = 1 (da ≤ 400 mm), do đó theo 6.2 và 6.2a
[σF1 ]= [σF1 ]. YR . YS . K xF = 252.1.1,032.1= 260,1 (MPa)
[σF2 ]= [σF2 ]. YR . YS . K xF = 236.1.1,032.1= 243,6 (MPa)
σF1 =
σF1 =
σF2 =

2.T1 .KF .Yε .Yβ .YF1
bw .dw1 .m
2.67508,62.1,86.0,583.0,87.3,39
37,5.65,79.2 ,5

σF1 .YF2
YF1

= 70,1 (MPa) < [σF1 ]

= 72,28 (MPa) < [σF2 ]

Với : [σF1 ] = [σF3 ] = 441.
[σF2 ] = [σF4 ] = 414.

1
1,75
1

1,75

=252 (MPa)
=236 (MPa)

Vậy độ bền uốn được thỏa
8. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Ta có : k qt =

TMax
T1

=

1,7T1
T1

= 1,7

σH1 Max = σH .√k qt = 353,46.√1,7 = 460,855 (MPa) < [σH ]Max = 1260 (MPa)
Theo 6.49:
σF1 Max = σF1 . k qt =70,1. 1,7 = 119,17 (MPa) < [σF1 ] Max = 464 (MPa)
σF2 Max = σF2 . k qt =72,28 . 1,7 = 122,876 (MPa) < [σF2 ] Max = 360 (MPa)
Vậy thỏa được độ bền quá tải

SVTH: Nguyễn Trường Lam

20


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
9. Các thông số kích thước của bộ truyền
Thông số hình học
Bánh nhỏ
Bánh lớn
0
Góc nghiêng của răng
β = 18,19
Số răng bánh răng
z1 = 25 (răng)
z2 = 89 (răng)
Chiều rộng vành răng
bw = 42,5 (mm)
bw = 37,5 (mm)
Tỉ số truyền
u = 3,56

Khoảng cách trục
aw1 =150
Đường kính vòng chia
d1 =65,79 mm
d2 = 234,21 mm
Đường kính đỉnh răng
da1 =70,79 mm
da2 = 239,21 mm
Đường kính đáy răng
df1 =59,54 mm
df2 =227,96 mm
Vận tốc trung bình
v = 4,99 (m/s)
Môdun pháp
m = 2,5
Hệ số dịch chỉnh
x1 = x2 =0

10. Lực tác dụng lên bộ truyền.
Lực vòng được tính theo công thức sau:
Ft1 = Ft2 =

2T1
dw1

=

2.67508,62
65,79

= 2052,24 N

Lực hướng tâm được tính theo công thức sau:
Fr1 = Fr2 =

Ft1 .tan αtw
cos β

=

2052,24 .tan200
0,95

= 786,26 N

Lực dọc trục được tính theo công thức sau:
Fa1 = Fa2 = Ft1 . tan β =2052,24. tan18,190 = 674,34 N

SVTH: Nguyễn Trường Lam

21


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
III.

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG
1. Số liệu:
• Công suất 𝐏𝟐 = 9,7423 (kW)
• Số vòng quay bánh dẫn : 𝐧𝟐 = 409,26 (vòng/phút)

• Moment xoắn : 𝐓𝟐 = 227340,17 (N.mm)
• Tỷ số truyền: 𝐮𝟐 = 2,54
2. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục với cấp chậm:
aw2 ≥ K a ( u2 +1)

3

√[σ

T2 .KHβ

H]

2 .u

2 .ψba

Trong đó:
K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng, T2 : mômen xoắn trên trục máy
chủ động (N.mm), [σH ]: ứng suất tiếp xúc cho phép MPa, u2 : tỷ số truyền cấp
chậm.
ψba =

bw
aw

; với bw = chiều rộng vành răng

Với : T2 = 227340,17 ( N.mm)

Tra bảng 6.5 với răng thẳng vật liệu 2 bánh là: Thép – Thép K a = 49,5
Tra bảng 6.6 ψba = 0,325
ψbd = 0,53. ψba (u2 + 1)= 0,53.0,325.(2,54 +1) = 0,6
Tra bảng 6.7 với sơ 2 : K Hβ = 1,19 , u2 = 2,54
3

227340,17 .1,19

√(495,4)2 .2,54 .0,325 = 192,96 (mm)

aw2 = 49,5.(2,54 +1)
⇒ 𝐚𝐰𝟐 = 200 (mm)

3. Xác định các thông số ăn khớp :
a. Modul và góc nghiêng :
Ta có: m = (0,01 ÷ 0,02) aw2 = (0,01 ÷ 0,02). 200 = 2 ÷ 4
Theo bảng 6.8 chọn m = 2,5
b. Số răng các bánh răng:
Số răng bánh nhỏ
z1 =

2.aw2
m( u+1)

=

2.200

= 45.19 (răng)

2,5.(2,54+1)

⇒ 𝐳𝟏 = 45 (răng)
Số răng bánh lớn
z2 = u . z1 = 2,54 . 45 =114.3 ( răng)
SVTH: Nguyễn Trường Lam

22


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
⇒ 𝐳𝟐 = 115 (răng)
zt = z1 +z2 = 160 (răng)
z
Tính lại khoảng cách trục : aw2 = m. t = 155 (mm)
2

4. Dịch chỉnh góc
Do z1 = 35 (răng) > 30 không dùng dịch chỉnh .
⇒ x1 = x2 = 0
5. Kích thước bộ truyền
- Khoảng cách trục :
aw2 = (

0,5 .zt

+ xt + Δy )m

Cos β

=200 mm
Chọn 𝐚𝐰𝟏 =200 mm
115

-

Tỷ số truyền mới là: u =

-

Đường kính vòng lăn:
dw1 , dw2 đường kính vòng lăn bánh nhỏ, bánh lớn :
dw3 =

2.aw1
u+1

=

2.200
2,56+1

45

= 2,56

= 112,34 (mm)

dw4 = dw1 .u = 287,64
-

Đường kính vòng chia :
d3 =
d4 =

-

mz1

=

Cos β
mz2

=

Cos β

2,5 .45,19
cos 0
2,5 .114,3
cos 0

= 112,975 mm

= 285,75 mm

Đường kính vòng đỉnh răng :
da3 = d3 + 2(1+x1 - ∆y)m = 112,975 +2.1.2,5 = 117,975 mm
da4 = d4 + 2(1+x1 - ∆y)m = 285,75 +2.1.2,5 = 290,75 mm

-

Đường kính vòng đáy :
df3 = d3 – (2,5- 2x1 )m=112,975 – (2,5).2,5 =106,725 mm
df4 = d4 – (2,5- 2x2 )m= 285,75 – (2,5).2,5 =279,5 mm

-

Bề rộng răng:
bw = aw . ψba = 200 . 0,325 = 65 mm

SVTH: Nguyễn Trường Lam

23


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33), ứng suất trên mặt răng làm việc.
σH = ZM . ZH . Zε . √

2.T1 .KH .( u +1)
2

bw .u1 .dw

1

Trong đó ZM hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
1

Tra bảng 6.5 : ZM = 274 (MPA)3
Góc profin răng bằng góc ăn khớp:
Cosαtw =

zt .m.cosα
2.aw2

160 .2,5.cos20

=

2.200

= 0,939 ( theo TCVN góc profil α = 200 )

⇒αtw = 200
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH = √

2.cosβB
Sin2.αtw

=√

2
Sin2.200

= 1,763

Zε : hệ số kể dến sự trùng khớp của răng
Theo 6.38: Zε = √
εα = [1,88 − 3,2 (
1

⇒Zε = √

εα

=√

1

trong đó theo 6.38b :

εα
1

z1

+

1
1,781

1
z2

)] = [1,88 − 3,2 (

1
45

+

1
115

)] = 1,781

= 0,749

Theo 6.40 : Vận tốc bánh răng : v =

π.dw3 .n2
60000

=

π.112,34 .409,26
60000

= 2,40 (m/s) ≤ 6

(m/s)
Theo bảng 6.13 với v= 2,4 (m/s) dùng cấp chính xác 8, với cấp chính xác 8 ta có
K Hα =1,05 (theo bảng 6.14)
ϑH = δH . g 0 .v. √

aw2
u

Tra bảng 6.15 ⇒ δH = 0,006 (theo bảng 6.15, răng thẳng, không vát đầu răng)
Tra bảng 6.16 ⇒ g 0 = 56
ϑH = 0,006. 56.2,4. √

200
2,56

= 7,13

Theo bảng 6.7 với sơ đồ hình 2 : K Hβ =1,19

SVTH: Nguyễn Trường Lam

24


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
K Hv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số K Hv tính theo
công thức (6.41)
K Hv = 1 +

ϑH .bw .dw3
2.T2 .KHβ .KHα

= 1+

7,13.65 .112,34
2.227340,17.1,19.1,05

= 1,09

Theo 6.39:
K H = K Hβ . K Hα . K Hv = 1,19.1,05.1,09 =1,36
Thay các giá trị vừa tính được vào 6.33 ta được:
σH = ZM . ZH . Zε . √

2.T1 .KH .( u +1)
2

2.bw.u1 .dw1

σH =274. 1,763. 0,749. √

2.227340,17.1,36 .( 2,56 +1)
65 .2,56.112,342

= 370 (MPa)

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 2,4 (m/s)
Zv : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi v ≤ 10 (m/s) ⇒ Zv =1
Với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần
gia công đạt độ nhám R a = 2,5 ÷ 1,25 (μm) ⇒ ZR = 0,95, khi đường kính vòng đỉnh
bánh răng da ≤ 700 (mm) , do đó theo (6.1) và (6.1a)
⇒ [σH ]= [σH ]. ZV . ZR . K xH = 495,4.1.0,95.1 = 470,7 MPa
Như vậy 𝛔𝐇 = 370 (MPa) <[𝛔𝐇 ] = 470,7 MPa do đó kết quả tính toán phù hợp với
yêu cầu.

Thỏa điều kiện bền tiếp xúc
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
σF1 =

2.T2 .KF .Yε .Yβ .YF1
bw .dw2 .m

Hệ số kể đến sự trùng khớp răng:
Với εα = 1,753 ⇒ Yε =

1
εα

= 0,57

Hệ số kể đến độ nghiêng răng:
Với β = 0 ⇒ Yβ = 1
Tra bảng 6.18 ta được : ( với hệ số dịch chuyển x1 = x2 = 0)
YF1 =3,8 ; YF2 =3,61
Số răng tương đương :
zv1 = 45
SVTH: Nguyễn Trường Lam

25