Đồ án chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động băng tải đh giao thông vận tải hà nội

TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Đề số : V –Phương án 1
THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Lời nói đầu
Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung khơng thể thiếu trong chương trình
đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với các kỹ sư nghành chế tạo máy . Thiết kế môn học
chi tiết máy là mơn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống lại các kiến thức của các môn
học như : Chi tiết máy , Sức bền vật liệu , Nguyên lý máy , Vẽ kỹ thuật… Đồng thời giúp
sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ
án tốt nghiệp sau này.
Nhiệm vụ thiết kế được giao là : THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp cịn có những mảng
kiến thức chưa nắm vững cho nên dù đã cố gắng tham khảo các tài liệu và các bài giảng
của các mơn có liên quan song bài làm của em cịn có những thiếu sót . Em rất mong
được sự giúp đỡ chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn để em củng cố kiến thức và có thể
hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học …
Cuối cùng em xin trân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ mơn hướng dẫn & chỉ
bảo cho em hồn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Một lần nữa em xin trân thành cảm ơn !!!

Trang 1

1


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

Trang 2

BM : THIẾT KẾ MÁY

2


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

Các số liệu phục vụ cho công việc thiết kế :

Sơ đồ hướng dẫn

Chế độ làm việc : mỗi ngày làm việc 2 ca , mỗi ca 8 giờ . Mỗi năm làm việc 300
ngày, tải trọng va đập nhẹ
Phương án

Trang 3

1

Thứ nguyên

Lực vòng trên băng tải P

110

KG

Vận tốc băng tải

1,2

m/s

Đường kính trong

400

mm

Chiều rộng băng tải B

400

mm

3


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

Thời hạn phục vụ

5

Tỷ số M1/ M

Năm

0,5

Sai số vận tốc cho phép

5

%

Phần I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 ) Chọn động cơ :
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc thiết bị cơng nghệ là giai đoạn đầu
tiên trong q trình tính tốn thiết kế máy . Trong rất nhiều trường hợp dung hộp giảm
tốc và động cơ biệt lập ,việc chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng rất nhiều đến việc lựa
chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp . Muốn chọn đúng loại
động cơ cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại đồng thời cần chú ý đến
các yêu cầu làm việc cụ thể của các thiết bị cần được dẫn động
→ Để chọn động cơ ta tiến hành theo các bước sau :
- Tính cơng suất cần thiết của động cơ
- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
Trang 4

4


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

- Dựa vào cơng suất và số vịng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu về quá tải ,
mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước động cơ phù
hợp với yêu cầu thiết kế
a ) Xác định công suất động cơ :
Do động cơ làm việc ở chế độ dài hạn với phụ tải thay đổi nên ta chọn công suất
của động cơ sao cho trong thời gian làm việc động cơ lúc chạy quá tải , lúc chạy non tải
một cách thích hợp để nhiệt độ động cơ đạt giá trị ổn định . Như vậy ta coi động cơ làm
việc với phụ tải đẳng trị không đổi . Bằng phương pháp mômen đẳng trị ta xác định
công suất của động cơ.
Ta có : Mđt = =
⇒ Mđt = 0,863 . M
Với M = =

; Trong đó M là mơmen của hệ thống truyền động

= 227,5 (Nm)

⇒ Mđt = 0,863. M = 0,863 . 227,5 = 196,33(Nm)
Công suất đẳng trị : Pđt = (KW)
Với nt – vận tốc của băng tải
= =

= 54,60 (v/ph)

⇒ Công suất đẳng trị : Pđt =

= 1,122 (KW)

Hiệu suất truyền động : =br×ổ×khớp nối
Với :

br

Trang 5

– hiệu suất cặp bánh răng
5


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN
ổ

BM : THIẾT KẾ MÁY

- Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

khớp nối

- Hiệu suất nối trục di động

Tra bảng 2-3 “ trị số các hiệu suất” (sách TTTKHDD cơ khí trang 19) ta có :
Hiệu suất truyền động là : = 0,974×0,9954×0,99 = 0,859
⇒Cơng suất trên trục động cơ là: Pct =

= 1,306 (KW)

Cần phải chọn động cơ điện có cơng suất lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết trên trục

động cơ
b) Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv . ut
Trong đó: nlv - Số vịng quay của trục máy công tác trong 1 phút
ut – tỷ số truyền tồn bộ của hệ thống dẫn động
Số vịng quay của trục máy công tác (tang quay) trong 1 phút :
nlv =

=

= 54,60 (v/ph)

Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động : đối với bộ truyền bánh răng trụ hai cấp ta
chọn ut = 24
⇒ Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = 54,60. 24= 1310,4 (v/ph)
c) Chọn động cơ :
Qua việc tính tốn các thông số trên ta dựa vào bảng 2P sách “Thiết kế chi tiết máy”
trang 322 để chọn động cơ kiểu A02(A02Π2) 31-4 có các thơng số kỹ thuật sau:
Trang 6

6


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

Công suất : Pđc = 2,2 KW
Vận tốc : nđc = 1430 v/ph
= 1,8 ; = 2,2 ; = 1,2

2. Phân phối tỷ số truyền :
Việc phân phối tỷ số truyền cho các cấp bộ truyền trong hộp giảm tốc có ảnh hưởng rất
lớn tới kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc .
Tỷ số truyền chung : uh = = = 26
Mà uh = u1.u2
Với u1 – tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
u2 – tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm
Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đồng trục bằng
phương pháp ngâm dầu ta chọn u1 = u2
⇒ u1 = u2 = = = 5,1

3. Xác định công suất , mơmen và số vịng quay trên các trục :
Trục động cơ I : Pđc = 2,2 KW ;
nđc = 1430 v/ph ;
Trang 7

7


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN
Tđc =

BM : THIẾT KẾ MÁY

= = 14692,31 Nmm

Trục II : PII = = . 0,97 .0,995 = 1,062 KW
nII =

= = 280,39 v/ph

TII =

=

= 36103,28 Nmm

Trục III : PIII = = . 0,97 .0,995 = 2,05 KW
nIII =

= = 54,98 v/ph

TIII =

=

= 356084,03 Nmm

Ta có bảng hệ thống các số liệu tính được :

Thứ

Trục

ngun

Thơng
Số
Tỷ

Động cơ

5,1
KW

2,2

vịng

quay n
Mơmen
xoắn T
Trang 8

5,1
1

P
Số

III

I

số

truyền u
Cơng suất

II

v/ph

1430

,06
280,39

Nmm

14692,3

36103,

1

28
8

2,05

,03

54,98
356084


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

Phần II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I.

.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :
Vì hộp giảm tốc có cơng suất nhỏ bộ truyền chịu tải trọng va đập nhẹ và khơng có u
cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu chế tạo hai cấp bánh răng như sau :
• Bánh lớn : Thép 45 tơi cải thiện
đạt độ rắn HB192….. 240 chọn HB2 = 230
giới hạn bền :

σb2 = 750 MPa ;

giới hạn chảy : σch2 =450 MPa
• Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện
đạt độ rắn HB241….. 285 ta chọn HB1 = 245
giới hạn bền :

σb1 = 850 MPa ;

giới hạn chảy : σch1 =580 Mpa

II.

. Xác định ứng suất cho phép :

Theo bảng 6-2 ‘trị số của σ0Hlim và σ0Flim ’ sách TKHDDCK trang 94
Với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…. 350 ta có :
σ0Hlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1

σ0Flim = 1,8HB
Trang 9

; SF = 1,75
9


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

khi đó : σ0Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa
σ0Flim1 = 1,8HB1 = 1,8 . 245 = 441 MPa
σ0Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
σ0Flim2 = 1,8HB2 = 1,8 . 230 = 414 MPa
Theo công thức 6-5: NHO =30 do đó
NHO1 =30 . 2452,4 = 1,63.107
NHO2 =30 . 2302,4 = 1,40 .107
Theo công thức (6-7 )
NHE = 60c

= 60c.nII/u../

⇒ NHE2 = 60.2.4.300.2.8.(280,39/5,1).(13.0,5+ 0,73.0,5) = 8,51.107 > NH02
NHE1 = 8,51.107.5,1= 43,40 .107 > NH01
Do đó lấy KHL1 = 1 là hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trong của bộ truyền
Như vậy theo 6-1a sơ bộ xác định được : [σH] = σ0Hlim. KHL/SH
[σH]1 = 560.1/1,1 = 509,09
[σH]2 = 530.1/1,1 = 481,82

MPa
MPa

Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng do đó theo 6-12 :
[σH] = ([σH]1 + [σH]2)/2 =

= 495,46

MPa

⇒ [σH] < 1,25 .min( [σH]1 ; [σH]2 ) = 1,25.481,82 = 602,28 MPa
Trang 10

10


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

Với Cấp chậm sử dụng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL =1 do đó :
[σH]’ =[σH]2 = 481,82 MPa
Theo (6-7) : NEF = 60c.
NEF2 = 60.2.4.300.2.8.(280,39/5,1).(16.0,5+ 0,76.0,5) = 7,08 .107 > NFO
⇒ Do đó :KLF2 =1
(Đối với tất cả các loại thép: NFO =4.106 )
NFE1 = u. NFE2 = 5,1 . 7,08.107 = 36,11 .107 > NFO ⇒ do đó lấy KLF1 =1
Theo 6.2a: [σF] = . KFC .KFL / SF

Với : - ứng suất giới hạn mỏi tương ứng với chu kỳ cơ sở
KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải . với bộ truyền quay 1 chiều KFC =1 ta
được :
[σF]1 = 441.1.1/1,75 = 252,57

MPa

[σF]2 = 414. 1.1/1,75 = 236,57

MPa

Ứng suất quá tải cho phép :
Theo (6-13) và (6-14)
[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
Trang 11

11


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

III.

BM : THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM :(bộ truyền bánh
răng trụ răng thẳng)

1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
theo 6-15a : aw2 =Ka.(u2 + 1)
trong đó : Ka – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và dạng răng . Tra
bảng 6-5 sách TKHDDCK trang 96 ta có Ka = 49,5 (MPa1/3)
�ba = bw/aw tra bảng 6-6 ta chọn

ba

= 0,3

Theo cơng thức(6-16)ta có:�bd = 0,53 ba(u2+1) = 0,53.0,3.(5,1+1) = 0,9699
KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc .Với �bd = 0,9699 kết hợp tra bảng 6-7 sách TKHDCK trang 98 ta chọn
KHβ =1,05 ứng với sơ đồ 6
T2 : mômen xoắn trên trục chủ động (trục II)
[σH] : ứng suất tiếp xúc cho phép
Thay số vào ta có: aw2 = 49,5.(5,1+1)

= 138,95

(mm)

Lấy aw2 = 143 mm
Trang 12

12


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

2. Xác định các thơng số ăn khớp :
• Xác định mô đun : theo công thức (6-17)
m = (0,01 0,02)aw = (0,010,02) 143 = 1,43 2,86
dựa theo tiêu chuẩn trị số của mô đun (bảng 6-8) ta chọn mô đun pháp tuyến m n =
2
• Xác định số răng , góc nghiêng β và số dịch chỉnh x :
Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ nên β = 00
Số răng bánh nhỏ : z1 = =

= 23,61

Lấy z1 = 23 răng
⇒ số răng bánh lớn theo cơng thức (6-20) ta có :
z2 = u2. z1 = 5,1. 23 = 117,3
lấy z2 = 117
Ta tiến hành tính lại khoảng cách trục : theo (6-21) ta có
aw = = = 140 mm
như vậy với bánh răng thẳng có z1 = 23 theo bảng (6-9) chọn hệ số dịch chỉnh bánh
răng : bánh lớn : x2 = 0 ; bánh nhỏ : x1 = 0
3. Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng :
Theo (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :
σH = ZM .ZH . Zε [σH ]
trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Trang 13
13


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =
Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
T1 = mô men xoắn trên trục bánh chủ động.
KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
bw - chiều rộng vành răng
dw1 - đường kính vịng lăn bánh nhỏ
Đối với bánh răng trụ răng thẳng ta có :
góc prơfin răng : αt = arctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos00) = 200
Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2) = 0,5.2.(23+117) = 140
Góc ăn khớp : αtw = arccos(acosαt / aw ) = arccos(140.cos200 / 140) = 200
⇒hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
ZH = =

= 1,76

Chiều rộng vành răng : bw = �ba . aw = 0,3 .140 = 42 mm
Theo công thức hệ số trùng khớp dọc : εβ = bw .sinβ / m = 42 . sin00 / 2 = 0
Theo cơng thức 6-36a ta có : Zε =
Với εα – là hệ số trùng khớp ngang . Theo cơng thức 6-38b ta có :
εα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2 ) ] .cosβ = [1,88- 3,2 (1/23 + 1/117)]. cos00 = 1,714
⇒ Zε = = = 0,762
Đường kính vịng lăn bánh nhỏ : dw1 = 2 aW/( u2 + 1) = 2.140 /(5,1+1)= 45,9 mm
Trang 14

14

TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

Vận tốc vòng : v = = = 0,674 m/s
⇒ dựa theo vận tốc và bảng 6-13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo cơng thức (6- 39) ta có :
KH = KHβ KHα KHv
Trong đó : KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng.
KHβ = 1,05
KHα – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp .
với bánh răng thẳng KHα =1
KHv – hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo công thức (6-41) ta có: KHv = 1+
Trong đó : = .g0.v
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6-15 ta chọn =0,006
g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 . Tra bảng 6- 16
ta chọn g0 = 73
⇒ = 0,006 . 73 . 0,674 .

= 1,55

Vậy : KHv = 1+ = 1+ = 1,039
⇒ KH = KHβ KHα KHv = 1,05 . 1 .1,039 = 1,091
Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :
σH = ZM .ZH . Zε
= 274 1,76 0,762 = 268,13 MPa
Trang 15

15


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo công thức (6-1) [σH] = ( / SH ).ZR Zv . KxH KHL
Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng . Do v = 0,587 m/s nên lấy Zv =1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia
cơng độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 μm, do đó ZR = 0,95 .
với da <700mm, KH = 1 do đó theo (6-1) và (6-1a)
Vậy

[σH] = 481,82× 1×0,95×1 =457,73 MPa

ta thấy σH = 268,13 < [σH] = 457,73

MPa

Vậy các thông số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo công thức (6-43) và (6-44)
σF1 =

[σF1 ]

σF2 =

[σF2]

Trong đó :
T1 – mơ men xoắn trên bánh chủ động Nmm
KF - mô đun pháp
bw - chiều rộng vành răng
dw1 - đường kính vịng lăn bánh chủ động
Trang 16

16


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Ta có Yε = 1/ εα = 1/ 1,714 = 0,58
KF = KFβ KFα KFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn
Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn . tra bảng 6-7 ta chọn KFβ = 1,1
KFα – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng đồng thời an khớp
khi tính về uốn . vì bộ truyền cấp chậm là bánh răng thẳng nên KFα =1
KFv – là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
KFv = 1+
Trong đó : = . v. = 0,016 . 73 . 0,674 = 4,12
( Tra bảng 6-15 và bảng 6-16 ta chọn = 0,016 ; = 73 )
⇒ KFv = 1+ = 1+ = 1,316
Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,1 . 1. 1,316 = 1,448

Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng . vì bộ truyền răng thẳng nên Yβ =1
YF1 ; YF2– hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương zv1
và zv2 của bánh 1 ;2 và hệ số dịch chỉnh
Ta có zv1 = z1 / cos3β = 23 ; zv2 = z2 / cos3β = 117 (do β = 00 )
Tra bảng 6-18 ta chọn YF1 = 3,97 ; YF2 = 3,60
Vậy σF1 = = = 62,44 MPa

Trang 17

17


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN
σF2 = =

BM : THIẾT KẾ MÁY

= 56,62 MPa

Tính ứng suất uốn cho phép : theo cơng thức (6-2) ta có
[σF] = ( / SF ).YR Ys . KxF KFL KFC
Trong đó : YR =1 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
⇒Ys = 1,08 – 0,0695 ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2 = 1,032
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn .chọn KxF =1
⇒ [σF1] = [σF1].YS.YR.KXF = 252,57. 1,032 . 1 .1 = 260,65 MPa
[σF2] =

[σF2].YS.YR.KXF = 236,57.1,032.1.1 = 244,14 MPa

Vậy σF1 < [σF1]

; σF2 < [σF2]

5. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Ta có hệ số quá tải Kqt = = =1,4
ứng suất tiếp xúc cực đại theo công thức (6-48) :
σH1max = σH .

K qt

= 268,13.

1,4

= 317,26(MPa)

Ta thấy σH1max < [σH]max = 1260 MPa
ứng suất uốn cực đại tạ mạt lượn chân răng theo cơng thức (6-49 ) ta có
σFmax = σF . Kqt
⇒ σF1max = σF1 . Kqt = 62,44. 1,4
σF2max = σF2 . Kqt= 56,62.1,4
Trang 18

= 87,42 (MPa) < [σF1]max
= 79,27
18

(MPa ) < [σF2]max

TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

6. Các thơng số và kích thước của bộ truyền :
Khoảng cách trục : aw =140 mm
Mô đun pháp : m = 2 mm
Chiều rộng vành răng : bw = 42 mm
Tỷ số truyền : um = 5,1
Góc nghiêng răng : β = 00
Số răng bánh răng : z1 = 23 ; z2 = 117
Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0
Đường kính vịng chia : d1 =

=

= 46 mm

d2 =

=

= 234 mm

đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.(1+x1- ∆ Y).m =46 + 2.(1+0-0).2 =50 mm

da2 = d2 + 2.(1+x2- ∆ Y).m =234 + 2.(1+0-0).2 =238 mm

đừng kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5- 2.x1).m = 46 - (2,5- 0). 2 = 41 mm

df2 = d2 - (2,5- 2.x2).m = 234 - (2,5- 0). 2 = 229 mm

Ta có bảng các thơng số của bộ truyền bánh răng cấp chậm :

Trang 19

19


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

Thông số
Khoảng cách trục
Mô đun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng răng
Số răng bánh nhỏ
Số răng bánh lớn
Đường kính vịng chia bánh

Giá trị
140
2
42
5,1
0

23
117
46

Thứ ngun
mm
mm
mm

Đường kính vịng chia bánh lớn
Đường kính đỉnh răng bánh

234
50

mm
mm

Đường kính đỉnh răng bánh lớn
Đường kính đáy răng bánh nhỏ
Đường kính đáy răng bánh lớn

238
41
229

mm
mm
mm

Độ
mm

nhỏ

nhỏ

IV.

TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN CẤP NHANH

1.Tính khoảng cách trục
Do đây là hộp giảm tốc đồng trục nên lấy khoảng cách trục của cấp nhanh bằng khoảng
cách trục cấp chậm của bộ truyền ⇒ aw1 = 140 mm

2.Xác định các thông số ăn khớp
• Xác định mơ đun : theo cơng thức (6-17)
m = (0,01 0,02)aw1 = (0,010,02) 140 = 1,40 2,80
dựa theo tiêu chuẩn trị số của mô đun (bảng 6-8) ta chọn mơ đun pháp tuyến mn = 2
• Xác định số răng , góc nghiêng β và số dịch chỉnh x :
Trang 20

20


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

Chọn sơ bộ góc nghiêng răng : β = 100 ⇒ cosβ = 0,985

Theo cơng thức (6-18) tính số răng bánh nhỏ;
z1 = = = 22,6
lây z1 = 22
⇒ số răng bánh lớn theo cơng thức (6-32) ta có :
z2 = u2. z1 = 5,1. 22 = 112,2
lấy z2 = 112
Ta tiến hành tính lại góc nghiêng β theo cơng thức (6-32)
cosβ = = = 0,957 ⇒ β =16,830
ta tiến hành tính lại khoảng cách trục :
aw =m. = 2. = 140 mm

3 .Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng :
Theo công thức (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :
σH = ZM .ZH . Zε [σH ]
trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =
Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
T1 = mô men xoắn trên trục bánh chủ động.
Trang 21

21


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
bw - chiều rộng vành răng

dw1 - đường kính vịng lăn bánh nhỏ
Đối với bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh ta có :
góc prơfin răng : αt = arctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos16,830) = 20,820
Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2) = 0,5.2.(22+112) = 134
Góc ăn khớp : αtw1 = arccos(acosαt / aw ) =arccos(134.cos20,820 /140) = 26,540
Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : theo cơng thức (6-35) ta có :
tgβb = cosαt . tgβ = cos 20,820 . tg16,830 = 0,283 ⇒ βb =15,790
⇒hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
ZH = =

= 1,523

Chiều rộng vành răng : bw = �ba . aw = 0,3 .140 = 42 mm
Theo công thức hệ số trùng khớp dọc :
εβ = bw .sinβ / m = 42. sin16,830 / 2 = 1,94
nên theo cơng thức (6-36c) ta có Zε =
Với εα – là hệ số trùng khớp ngang . Theo cơng thức 6-38b ta có :
εα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2 ) ] .cosβ
= [1,88- 3,2 (1/22 + 1/112)]. Cos16,830 = 1,633
⇒ Zε = = = 0,783

Trang 22

22


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

Đường kính vịng lăn bánh nhỏ : dw1 = 2 aW/( u2 + 1) = 2.140 /(5,1+1)= 45,9 mm
Vận tốc vòng : v = = = 3,437 m/s
⇒ dựa theo vận tốc và bảng 6-13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo cơng thức (6- 39) ta có :
KH = KHβ KHα KHv
Trong đó : KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng.
KHβ = 1,05
KHα – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp .
Với bánh răng nghiêng tra bảng 6-14 chọn KHα =1,16
KHv – hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo cơng thức (6-41) ta có: KHv = 1+
Trong đó : = .g0.v
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6-15 ta chọn =0,002
g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 . Tra bảng 6- 16
ta chọn g0 = 73
⇒ = 0,002 . 73 . 3,437 .

= 2,63

Vậy : KHv = 1+ = 1+ = 1,14
⇒ KH = KHβ KHα KHv = 1,05 . 1,16 .1,14= 1,39
Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :
σH = ZM .ZH . Zε
Trang 23

23


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

= 274 1,523 0,783 = 242,79 MPa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo công thức (6-1) [σH] = ( / SH ).ZR Zv . KxH KHL
Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng . Do v = 3,437 m/s nên lấy Zv =1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia
cơng độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 μm, do đó ZR = 0,95 .
với da <700mm, KHL = 1 do đó theo (6-1) và (6-1a)
Vậy

[σH] = 481,82× 1×0,95×1 =457,73 MPa

ta thấy σH = 242,79 < [σH] = 457,73

MPa

Vậy các thơng số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc

4 .Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo công thức (6-43) và (6-44)
σF1 =

[σF1 ]

σF2 =

[σF2]

Trong đó :
T1 – mơ men xoắn trên bánh chủ động Nmm
Trang 24

24


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN

BM : THIẾT KẾ MÁY

KF - mô đun pháp
bw - chiều rộng vành răng
dw1 - đường kính vịng lăn bánh chủ động
Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Ta có Yε = 1/ εα = 1/ 1,633 = 0,61
KF = KFβ KFα KFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn
Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn . tra bảng 6-7 ta chọn KFβ = 1,1
KFα – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời an khớp
khi tính về uốn . vì bộ truyền cấp nhanh là bánh răng nghiêng nên tra bảng 6-14 ta chọn
KFα =1,40
KFv – là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
KFv = 1+
Trong đó : = . v. = 0,006 . 73 . 3,437. = 7,89
( Tra bảng 6-15 và bảng 6-16 ta chọn = 0,006 ; = 73 )
⇒ KFv = 1+ = 1+ = 1,34
Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,1 . 1,40. 1,34 = 2,06
Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng .
Ta có Yβ = 1- β/140 = 1- 16,83/140 = 0,88

Trang 25

25