DA TKM Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP. HCM
KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY


MƠN HỌC: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
MMH: MDPR310423

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG VÍT TẢI
GVHD: Ths. Trần Quốc Hùng
SVTH: Mã Ngơ Thúy Ngân
MSSV: 18104033

T.P Hồ Chí Minh, tháng 1 năm 2021


Trường ĐHSPKTTP.HCM
Khoa :Cơ khí Chế tạo máy
Bộ mơn : Cơ sở Thiết kế máy

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY, MMH:
MDPR310423
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG
VÍT TẢI
Đề số: 04 -- Phương án: 3

SVTH: Mã Ngô Thúy Ngân
GVHD: Trần Quốc Hùng
Ngày nhận đề: 19/10/2020

MSSV:18104033

Chữ ký:
Ngày bảo vệ:

I. ĐỀBÀI:
1. Động cơ điện
2. Khớp nối
3. Hộp giảm tốc
4. Bộ truyền xích
5. Vít tải

0

30
5

4

A

3



2
1

Hình 1: Sơ đồ
động

Hình 2: Minh họa vít tải

Điều kiện làm việc:
-

Tải trọng không đổi, quay một chiều

-

Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)

-

Sai số tỉ số truyền hệ thống ∆ /≤5%


Bảng số liệu ( Phương án 3 : Vận chuyển tro xỉ )
STT
1
2
3
4

Tên gọi
Năng suất Q ( tấn/h )
Đường kính vít tải D (m)
Chiều dài vận chuyển L ( m )
Góc nghiêng vận chuyển  ( độ )

Giá trị
35

0,25
11
10


MỤC LỤC
GIỚI THIỆU VỀ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG VÍT TẢI.........................................................1
Phần 1: TÍNH CƠNG SUẤT VÀ TỐC ĐỘ CỦA TRỤC CƠNG TÁC................................2
1.1 Số vịng quay trên trục làm việc..........................................................................................2
1.2 Cơng suất vít tải................................................................................................................... 2
Phần 2: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN..........................................4
2.1. Chọn động cơ điện.............................................................................................................. 4
2.2. Phân phối tỉ số truyền.........................................................................................................5
Phần 3: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH...........................................................................7
PHẦN 4 : TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ...............................................10
4.1 Thơng số đầu vào...............................................................................................................10
4.2 Tính tốn............................................................................................................................ 10
Phần 5 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.........................................................19
5.1 Tính và chọn khớp nối.......................................................................................................19
5.2 Chọn vật liệu chế tạo trục..................................................................................................20
5.3 Tính sơ bộ đường kính trục................................................................................................20
5.4 Tính khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực..........................................................................20
5.6 Lực tác dụng lên các gối đỡ...............................................................................................21
5.7 Tính tốn trục I.................................................................................................................. 22
5.8 Tính tốn trục II................................................................................................................. 30
PHẦN 6 : TÍNH TỐN VÀ CHỌN Ổ LĂN........................................................................37
6.1 Tính và chọn ổ cho trục I...................................................................................................37
6.2 Tính và chọn ổ cho trục II..................................................................................................38
PHẦN 7 : THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ TÍNH TỐN CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC............41
7.1 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc...................................................................................................41

7.2 Các chi tiết phụ khác.........................................................................................................42
7.3 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp..........................................................................................45
PHẦN 8: BẢNG TĨM TẮT CÁC THƠNG SỐ THIẾT KẾ VÀ BẢNG DUNG SAI
LẮP GHÉP............................................................................................................................. 47
8.1 Dung sai lắp ghép..............................................................................................................47


8.2 Bảng tóm tắt các thơng số thiết kế.....................................................................................49
TÀI LIỆU THAM KHẢO.......................................................................................................50


GIỚI THIỆU VỀ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG VÍT TẢI
Khái niệm
Vít tải là thiết bị được thiết kế theo hình xoắn ốc, dùng để di chuyển ngun vật liệu
có kích thước vừa và nhỏ giúp hạn chế được ô nhiễm môi trường do bụi gây ra. Ví dụ như
vận chuyển vật liệu công nghiệp nặng như xi măng, bột thô, than cốc, vơi, thạch cao,
khống sản cũng như trong ngành chế biến thức ăn gia súc (chuyên chở vật liệu dạng bột,
dạng hạt)…
Cấu tạo
Cấu tạo của vít tải gồm có 3 bộ phận chính: -Máng vít có 2 loại: loại máng vít chữ U và
loại máng vít trịn. Độ dày của máng vít thường từ 2 - 10 mm tùy theo loại thép sử dụng.
Nếu vật liệu có nhiệt độ cao thì phải sử dụng loại thép chịu nhiệt có độ dày lớn.
- Trục vít: được chế tạo bằng thép ống đảm bảo chiều dày và độ cứng. Đầu mỗi đoạn
ống được hàn bằng mặt bích để lắp ổ treo trung gian.
- Cánh vít: chế tạo bằng thép tấm, hoặc thép khơng gỉ được hàn với trục vít tạo thành
cánh xoắn.
Ngun lý hoạt động
Vít tải được truyền động nhờ vào động cơ qua hộp giảm tốc. Khi trục vít quay sẽ giúp
đẩy vật liệu chuyển động tịnh tiến trong máng. Từ đó, vật liệu sẽ trượt dọc theo đáy máng và
theo cánh vít đang quay. Chiều xoắn của cánh vít và chiều quay của trục vít sẽ quyết định

chiều di chuyển vật liệu. Nếu muốn làm đổi chuyển động vật liệu người điều khiển phải đảo
chiều quay trục vít.
Ứng dụng của vít tải
- Vít tải để vận chuyển hàng kiện: Dùng để vận chuyển vật liệu dạng kiện, gồm 2 ống
bố trí song song với nhau, với một sợi thép có đường kính được hàn thành đường xoắn vít
trên bề mặt của chúng.
- Ống vận chuyển: Là ống quay có cánh vít vận chuyển thường dùng làm thiết bị cơng
nghệ để sấy và làm lạnh vật liệu.
- Vít tải dùng cho vật liệu rời: Dùng để vận chuyển vật liệu rời, khô, chủ yếu theo
phương ngang.

1


Ngồi ra, cịn có thể vận chuyển theo phương nghiêng khơng q 15~20 độ, nhưng hiệu
suất khơng cao.

Phần 1: TÍNH CÔNG SUẤT VÀ TỐC ĐỘ CỦA TRỤC CÔNG TÁC
1.1 Số vịng quay trên trục làm việc ( nlv )
Theo cơng thức 12-1 [4] trang 259 , ta có :
Trong đó:

n

4Q
60D 3 .K . .c

- D: đường kính vít tải : 0,25m
– K: Hệ số phụ thuộc vào bước vít và trục vít, trong điều kiện bình thường lấy K = 1;
– :Khối lượng riêng vật liệu, tra bảng VT-2[4] ta lấy khối lượng riêng của tro, xỉ : 

1 tấn/m3
– : Hệ số điền đầy, tra bảng VT-3[ 4]= 0,40
– c: Hệ số phụ thuộc vào góc nghiêng của vít tải, tra theo bảng VT-4[4] : có góc
nghiêng vận chuyển =10 độ ; c= 0,8
- Q : Năng suất, Q=35 tấn
Suy ra, số vịng quay trục vít là:
n

4 * 35
148,5(v / ph)
60 .0,253.1.1.0,4.0,8

1.2 Cơng suất vít tải ( Kw )
P

QL
(  sin  )
367

Trong đó:

2


Q - năng suất vít tải, Q = 35 tấn
L: Chiều dài vít tải (m), L = 11m

: Hệ số cản chuyển động của vật liệu. Tra bảng VT-5, tro xỉ có= 4
Suy ra, cơng suất trên trục cơng tác ( Pt) :

P

35.11
(4  sin(10)) 4.38( Kw)
367

3


Phần 2: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
2.1. Chọn động cơ điện
2.1.1 Công suất cần thiết
Pct 

Pt


 - hiệu suất truyền động :  =  1. 2. 3…

Tra theo bảng 2.3 [1] :

 K .br.n 3OL.X
-  K : hiệu suất nối trục di động  K = 0,99
-  OL hiệu suất một cặp ổ lăn  OL= 0,99
-  br : hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ răng thẳng  br = 0,96
-  X : hiệu suất bộ truyền xích  x = 0,97
Suy ra hiệu suất truyền động của vít tải :

 0,99.0,993.0,96.0,97 0,89
Suy ra công suất cần thiết cho động cơ :

Pct 

4,38
4,96 Kw
0,89

Tỉ số truyền sơ bộ sử dụng bộ truyền xích được tính theo cơng thức :
usb = ux . uh
Trong đó:
- ux : tỉ số truyền bộ truyền xích
- uh : tỉ số truyền hộp giảm tốc
Tra bảng 2.4 trang 21 [1 ] , ta có :
ux = 2 ; uh = 3 => usb = 2.3 = 6
Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
nsb = nlv.usb = 148,5 . 6 = 891 v/ph
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1000 v/ph
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện : Pđc ≥ Pct và nđb ≈ nsb
Theo số liệu trong catalog [3], ta chọn được động cơ :

4


380V-50Hz
Cơng
suất ( Kw

Tốc độ
Loại động cơ

)

đồng bộ

Hiệu suất đồng

Dịng điện

bộ (r/min)

(A)

83,3

12,7

r/min

5,5

M2QA132M6B

940

2.2. Phân phối tỉ số truyền
+ Tỉ số truyền chung của hệ thống theo công thức (3.23) trang 48[1].
ut = nđc / nlv = 940/148,5 = 6,33
+ Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = 2.5 theo dãy 1

Ta tính được tỉ số truyền của xích
ux= ut/uh= 6,33/2,5 = 2,53

+ Kiểm nghiệm sai số cho phép về tỉ số truyền :
u= ux.uh = 2,53.2,5 = 6,3
u 

ut  u
u



6,33  6,3
6,33

0,47%

+ Tính tốn các thơng số trên trục :
P
4,38
PII 

4,56(kW )
 x . ol 0,97.0,99
PII
4,56
PI 

4,8(kW )
ol.br 0,99.0,96

P
4,8

Pđc  I 
4,9(kW )
ol . kn 0,99.0,99

+ Tính tốn số vòng quay các trục :
n1 

nII 

ndc 940

940v / ph
ukn
1

nI 940

376v / ph
u h 2,5

5

Hệ số công
suất
Cos(φ)
0,79


+ Kiểm nghiệm sai số vịng quay của trục cơng tác :
n 

n  nII
n

148,5  376



148,5

1,53  4

+ Tính momen xoắn trên các trục :
Tđc 

Pđc
4,9
.9,55.10 6 
.9,55.106 49781,9 Nmm
nđc
940

TI 9,55.10 6.

PI
4,8
9,55.10 6.
48766( Nmm)
nI
940

TII 9,55.106.

Tct 9,55.10 6.

PII
4,56
9,55.106.
115819( Nmm)
nII
940

Plv
4,38
9,55.10 6.
281676,8 Nmm
nlv
148,5

Bảng thông số 2.2 :
Trục
Thông số
Công suất P (kW)
Tỉ số truyền u
Số vịng quay n ( v/ph)
Mơmen xoắn T
(Nmm)

Động cơ

Trục I

Trục II

4,96

4,8

4,56

Trục công tác

940

940

376

( làm việc )
4,38
2,53
148,5

49782

48766

115819

281677

1

2,5

6


Phần 3: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH
- Thơng số đầu vào : P1 = P2= 4,56 kW ; n1 = ndc = 376 v/ph ; ux= 2,53.
- Điều kiện làm việc : Tải trọng không đổi, quay một chiều , thời gian làm việc 5 năm
(300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)
=> Chọn loại xích ống con lăn
- Chọn số răng đĩa xích z1 = 29 -2u = 29-2.53.2 = 24. Theo bảng 5.4[1] , ta chọn z 1 =
25 răng
- Số răng z2 = uz1 = 2,53.25 = 63 răng
- Tỉ số truyền thực của xích : u = z2 / z1 = 63/25 = 2,52
- Tính tốn chọn bước xích pc theo cơng thức 5.5 [1] :
Tính các hệ số điều kiện sử dụng xích theo cơng thức :
k= k0.ka.kdc.kb.k.klv
Trong đó :
k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền , K0 = 1 ( < 600 )
ka : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích , Ka = 1 ( a = 40p )
kdc : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích ( Kdc = 1 )
kb : hệ số kể đến ảnh hưởng của bơi trơn (mơi trường có bụi , chất lượng bôi trơn II ;
chọn kb = 1,3 )
kd : hệ số tải trọng động (tải trọng tĩnh , không đổi Kd = 1)
kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ( làm việc 2 ca Kc = 1,25 )
Suy ra: k = 1.1.1.1,3.1.1,25 =1,625
kz = 25/z1 = 25/25 = 1 ( hệ số răng )

kn = n01/n1 = 400/376 = 1,06
Ta có cơng suất tính toán Pt = P.k.kz.kn = 4,56.1,625.1.1,06 = 7,85kW
Theo bảng 5.5 [1] , ta chọn bước xích pc = 19,05 mm thỏa mãn điều kiên bền mòn
Pt = 7,85< [P] = 8,38
Khoảng cách trục chọn theo (5.11) [1 ]: a = 40pc = 40.19,05 = 762 mm
Từ khoảng cách trục trên, chọn số mắt xích theo ( 5.12)
x = 2a/p + 0,5( z1 + z2 ) + (z2 - z1 )2p / ( 4π2a)
= 2.40 + 0,5( 25+63) + (63-25)2.25,4 / (4π2.1016) = 124,9

7


=> Chọn số mắt xích x = 126, tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 [1]
a = 0,25p{ x c - 0,5( z 2 + z1 ) 

[x c  0,5( z 2  z1 )]2  2[( z 2  z1 ) /  ]2 }

a 0,25.15,875.{126  0,5.(63  25)  [126  0,5.(63  25)]2  2.[(63  25) /  ]2 }
a 0,25.19,05{126  0,5(63  25)  [126  0,5.(63  25)] 2  2.[(63  25) /  ]2

}

= 767 mm
Kiểm nghiệm số lần va đập xích trong 1s theo cơng thức 5.14 [1]
i = z1.n1 / (15x) = 25.376 / (15.126) =4,97 < [i] =30 ( Theo bảng 5.9 )
Kiểm nghiệm xích về độ bền :
Theo bảng 5.2 , tải trọng phá hỏng Q = 56700N , khối lượng 1 mét xích q = 2,6kg
kd = 1,7 ( tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa )
v = ( z1.p.n1 ) / 60000 =( 25.25,4.376) / 60000 = 3,98 m/s
Ft = 1000 P/v = 1000.4,56 / 3,98 = 1146 N

Fv = qv2 = 2,6 . (1,58)2 = 41 N
F0 = 9,81 kfqa = 9,81.4.2,6.1,03 = 78,3 N
=> s = 27,4 . Theo bảng 5.5 với n = 400v/ph, [s] =9,3 .
Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền .
Lực tác dụng lên trục tính theo cơng thức (5.2) :
Fr = kxFt = 6.107kxP/zpn
Trong đó , kx là hệ số kể đến trọng lượng xích , k x = 1,15 (bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn
400 )
Fr = 1,15 . 1146 = 1918N
Tổng kết các giá trị tính tốn trên , ta lập được:

8


Bảng 3. Thơng số bộ truyền xích
Thơng số
Cơng suất trên trục dẫn
Tốc độ quay trục dẫn
Tỉ số truyền
Loại xích
Bước xích
Khoảng cách trục
Số răng đĩa xích nhỏ
Số răng đĩa xích lớn
Đường kính vịng chia đĩa xích nhỏ
Đường kính vịng chia đĩa xích lớn
Số dãy xích
Lực tác dụng lên trục

Kí hiệu

P1
n1
u
p
a
z1
z2
d1
d2
Fr

9

Giá trị
4,56
376
2,53
Xích ống con lăn
19,05
767
25
63
152
382
1
1318

Đơn vị
kW
v/ph

mm
mm
mm
mm
mm
mm
dãy
N


PHẦN 4 : TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
4.1 Thông số đầu vào ( theo bảng 2.2 )
P1 = P1 = 4,8 kW
n1 = n1 = 940 v/ph u = uh = 2,5
T1 = T1 = 48766 Nmm
Thơi gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)
4.2 Tính tốn
4.2.1 Chọn vật liệu bánh răng
Tham khảo mục 6.1 [1] , thời gian làm việc 12h/ ngày với công suất làm việc trung
bình nhỏ và khơng có u cầu gì đặc biệt theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ta
chọn vật liệu ở nhóm I như sau :
BR bị dẫn

Vật liệu
Thép C45

Nhiệt luyện
Tôi cải thiện

Giới hạn bền

750MPa

Giới hạn chảy
450MPa

Độ cứng HB
192 ÷ 240

BR dẫn

Thép C45

Tơi cải thiện

580MPa

850MPa

241 ÷ 285

4.2.1 Xác định ứng suất cho phép
Theo công thức ( 6.1)[1] , ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép :
 0 H lim K HL
[ H ] 
SH
 0 F lim K FC K FL
[ F ] 
SF

Theo bảng 6.2[1] , ta có :

 0 H lim 2 HB  70
S H 1,1; S F 1,75;  0 F lim 1,8 HB

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ (bd) HB1 = 250 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 240 khi đó
 0 H lim1 2 HB1  70 2.250  70 570 MPa  0 F lim1 1,8.250 450 MPa
 0 H lim 2 2 HB2  70 2.240  70 550 MPa  0 F lim 2 1,8.240 432 MPa

Theo công thức 6.5 [1 ] :
N Ho 30 H HB

2, 4

Suy ra : NHo1 = 30.2502,4 =1,7.107 ; NHo2 = 30.2402,4 = 1,54.107
Theo công thức (6.7) [1] :
N HE 60c  (Tt / Tmax ) 3 ni ti

10


Trong đó : c = 1 ( số lần ăn khớp trong 1 lần quay )
Ti/Tmax = 1 ( tải trọng không đổi )
ni = 940 v/ph
ti = 18000 ( thời gian làm việc )
Suy ra: NHE = 60.1.13.940.18000 =101,5.107
N HE 2 60.c.

n1
T
t
ti  ( i ) 3 . i


u1
Tmax  ti

N HE 2 60.1.

940
.18000.13 40,6.107
2,5

Vì NHE1> NHo1 và NHE2 > NHo2 => KHL1 = 1 ; KHL2 = 1
Ứng suất tiếp :

 H 1  H lim1 K HL



 H  2  H lim 2 K HL



SH

SH

570.1
518MPa
1,1
550.1
500MPa

1,1

Vì là bánh trụ răng thẳng nên chọn :

  H  '   H  2

500 MPa

Ứng suất uốn với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1:

 F 1  F lim1K FC K FL



 F  2  F lim 2 K FC K FL



SF

SF

450.1.1
257 MPa
1,75
432.1.1
247 MPa
1,75

Số chu kì thay đổi ứng suất theo cơng thức 6.6 [1]

N HE N FE N 60cnt  660.1.376.18000 40,6.107

Ứng suất cho phép khi quá tải theo công thức (6.13) và (6.14) [1] :
[ H ]max 2,8 ch2 2,8.450 1260MPa
[ F 1 ]max 0,8 ch1 0,8.580 464 MPa
[ F 2 ]max 0,8 ch 2 0,8.450 360 MPa

4.1.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức (6.15a) [1] :

11


aw K a (u 1)3

T1 K HB
[ H ]2 u ba

Theo bảng 6.5 [1] : - K a = 49,5 ; Kd = 77 ( hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
và loại răng : răng thẳng )
u = uh = 2,5
T = 48766 Nmm
ba = 0,3 ( tra theo bảng 6.6 [1] )
KHB = 1,05 ( tra theo bảng 6.7 [1] )
Suy ra :
aw 49,5(2,5  1)3

48766.1,05
112,4mm
500 2.2,5.0,3

Chọn khoảng cách trục aw = 112 mm
4.1.3 Xác định thông số ăn khớp
Xác đinh mô đun theo cơng thức 6.17 [1]
m = ( 0,01 ÷ 0,02 ) aw = (0,01 ÷ 0,02 ) .163 = 1,12 ÷ 2,24 mm
Theo bảng 6.8 , chọn m = 2
Xác định số răng và góc nghiêng : bánh trụ răng thẳng góc nghiêng  = 0, số răng tính
theo cơng thức 6.19 [1]ja
2aw
2.112
z1 

32
[m(u  1)] [2.(2,5  1)]

Chọn z1 = 33
z2 = uz1 = 33.2,5 = 82,5
Chọn z2 = 82
Tỉ số truyền thực :
ut 

z 2 82
 2,48
z1 33

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 6.21 [1]
aw 

m( z1  z2 ) 2.(33  82)


115 mm
2
2

Suy ra : Chọn khoảng cách trục aw = 115
Kiểm nghiệm sai số tỉ số truyền :

12


u 

ut  u
u



2,48  2,5
2,5

0,008  4%

Xác định góc ăn khớp :
cos  tw 

zt m cos  (33  82).2. cos 20

0,9396
2a w
2.114

 tw 200

Kiểm nghiệm độ nnbền tiếp xúc [H ] theo công thức (6.33)[1]

 H Z M Z H Z 

2T1 K H (u 1)
[ H ]
bwud 2 w1

ZM =274 : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , tra theo bảng 6.5
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc tính theo cơng thức 6.34
ZH 

2 cos  b
2 cos(0)

1,76
sin 2 tw
sin( 2.200 )

Với bánh răng thẳng , dùng cơng thức (6.36a) để tính Z
Z 


(4    )
(4  1,74)

0,87

3
3

Trong đó :
1 1
1 
 1
  [1,88  3,2.  ] cos  [1,88  3,2.  ] cos 0 1,74
 33 82 
 z1 z 2 

bw : chiều rộng vành răng tính theo trang 96 [1]
bw aw . ba 115.0,3 34,5mm

dw1 : đường kính vịng lăn bánh nhỏ tính theo cơng thức 6.15b
d w1 

2 aw
um  1



2.115
66mm
 82 
  1
 33 

KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, tính theo cơng thức (6.39)
KH = KHKHv

KH 1,05 ( tra theo bảng 6.7 )
Vận tốc trục

13


v

d w1n1  .66.940

3,24m / s
60000
60000

v = 3,24 m/s < 5 m/s, ZV =1, theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác động học là 9,
Kchọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia cơng đạt độ nhám R a=
2,5… 1,25 m, do đó ZR = 0,
VH  H g 0 v
K HV 1 

95, với da< 700 mm, KH = 1.

aw
115
0,004.73.3,24
6,41
u
2,5

VH bw d w1

6,41  34,5  66
1 
1,12
2T1 K HB K H
2.48766.1,05.1,05.1,13

KH = 1,05.1,13.1,05 =1,05.1,13.1,12=1,32
Thay các giá trị vừa tìm được vào cơng thức 6.33 [1]
 H 274.1,76.0,87.

2.48766.1,32.3,5
460MPa
34,5.2,5.66 2

Theo (6.1) và (6.1a) [1]

 H   H  '.ZV Z R .K xH 500.1.0,95.1 475MPa
Kiểm tra điều kiện bền :

 H    H .100%  475  460 .100% 3,15%  10%
 H 
475
=> Thỏa điều kiện bến tiếp xúc
4.14 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Kiểm nghiệm theo công thức (6.43) và (6.44) [1]

 F1 

2T1 K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1m

  F 1 

 Y
 F 2  F 1 F 2   F 2 
YF 1
Trong đó :
T1 = 48766 mm : mơmen xoắn trên bánh chủ động
m = 2 : mô đun pháp
bw = 34,5 mm
dw1 = 66 mm
Y = 1/  = 1/1,74: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

14


Y = 1- ( /140) =1 ( do răng thẳng nên  = 0 )
z1
33
 3
33
3
cos  cos (0)
z
82
zv 2  23  3
82
cos  cos (0)
zv1 

Theo bảng (6.18)[1], ta được YF1 = 3,7 và YF2 = 3,6
KF = KFFFv
Với bánh răng thẳng FF= 1,11( tra theo bảng 6.7[1] ; Fv tính theo cơng thức (6.46)
K Fv 1 

vF bw d w1
17,64.34,5.66
1 
1,37
2T1 K F K F
2.48766.1.1,11

Trong đó:
vF  F g 0 v

aw
115
0,011 .73.3,24.
17,64
u
2,5

Với F và g0 tra theo bảng 6.15 và 6.16
K F 1,11 .1.1,37 1,52

 F1 

2T1 K F Y Y YF 1
bw d w1m



2.48766.1,52.0,57.3,7
105MPa
34,5.66.2

 .Y
105.3,6
 F 2  F1 F 2 
102MPa
YF 1
3,7

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo ( 6.2 ) [1]


[ F ]  F lim. (YRYS .KF .K FC .K FL )
SF
( )  F  [ F ]'.YR .YS .K XF
YR = 1 ( bánh răng phay )
YS = 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,022
KXF = 1 ( da< 400 )
=> [F1] = 257.1.1.1,022 = 263 MPa
[F2] = 247.1.1.1,022=253MPa
F1 = 105 MPa< [F1] = 263 MPa
F2 = 102MPa

<

[F ] = 253 MPa

15


=> Điều kiện bền thỏa mãn độ bền uốn.
4.1.5 Các thông số khác của bánh răng
Bảng 2.3 Thông số bộ truyền bánh răng trụ
Thông số
Khoảng cách trục
Mô đun
Tỉ số truyền
Chiều rộng vành răng
Góc nghiêng
Góc ăn khớp
Số bánh răng nhỏ
Số bánh răng lớn
Đường kính vịng chia bánh nhỏ
Đường kính vịng chia bánh lớn

Kí hiệu
aw
m
ut
bw

tw
Z1
Z2
d1

Giá trị
115
2
2,48
35
0
20
33
82
66

Đơn vị
mm
mm

d2

164

mm

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng



460

MPa

16

mm
độ
độ
răng
răng
mm


4.1.6 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
Bảng 2.4 Kết quả tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng trụ
Thông số
Công suất trục bánh răng dẫn
Tốc độ quay của trục dẫn
Momen xoắn trên trục dẫn
Tỉ số truyền
Thời gian làm việc
Khoảng cách trục
Mô đun
Tỉ số truyền
Chiều rộng vành răng bánh răng nhỏ
Chiêu rộng vành răng bánh răng lớn
Góc nghiêng
Góc ăn khớp
Số bánh răng nhỏ
Số bánh răng lớn
Đường kính vịng lăn bánh nhỏ
Đường kính vịng lăn bánh lớn
Đường kính vịng đỉnh bánh nhỏ
Đường kính vịng đỉnh bánh lớn

Đường kính vịng đáy bánh nhỏ
Đường kính vịng đáy bánh lớn
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng
Lực tác dụng ăn khớp
Lực vòng
Lực hướng tâm

Kí hiệu
P1
n1
T1
u
Lh
aw
m
ut
b1
b2

tw
Z1
Z2
dw1
dw2
da1
da2
df1
df2

Giá trị

4,56
940
48766
2,5
18000
115
2
2,48
39
35
0
20
33
82
66
165
71
170
61
160

Đơn vị
kW
v/ph
Nmm



457

MPa

Ft
Fr

1478
572

N
N

Kiểm tra lại tỉ số truyền của toàn hệ thống
ult 

ndc
940

6,33
nct 148,5

z  z 
82 63
utt  2   2   . 6,26
 z1  br  z1  xích 33 25
u u
6,32  6,26
u
 %   lt tt .100% 
.100% 0,0949%
ult

ult
6,32

17

giờ
mm
mm
mm
m
độ
độ
răng
răng
mm
mm
mm
mm
mm
mm


18


Phần 5 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
5.1 Tính và chọn khớp nối
Chọn khớp nối vịng đàn hồi vì có những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ
thay thế, làm việc tin cậy,….
Kích thước khớp nối theo công thức 9.1 [4] :

Tt kT  T 

T : Momen danh nghĩa ; T = T1 = 48766 Nmm
k : hệ số an toàn làm việc , tra theo bảng 16-1 [2] , k = 1,7
Tt = 1,7.48766 = 82902 Nmm
Theo bảng 16.10a [2], ta có kích thước cơ bản của trục vòng đàn hồi
T,

d,

D,

dm,

Nm mm mm
125 25
125

L,

mm mm
50
145

l,

d1,

D0,

Z

mm mm mm
60
45
90
4

n,

B,

B1,

l1,

D3 ,

v/ph mm mm mm mm mm
4600 5
42
30
28
32

Theo bảng 16-10b [2] ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi :
T, Nm
125

dc,mm

14

d1, mm
M10

D2,mm
20

l, mm
62

l1, mm
34

l2 , mm
15

Kiểm nghiệm điều kiện của vòng đàn hồi và chốt
[ ϭ]d : ứng suất dập cho phép của vòng cao su , lấy [ ϭ]d = 3 MPa
u 

kTl0
[ ϭ]u : ứng suất cho phép của chốt ( 60 ÷ 80 MPa )
0,1.d 3c .D0 .Z

Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi :
d 

2kT
[ ]d

Z .D0 .d c .l3

d 

2.1,7.48766
1,17    d  3
4.90.14.28

Thỏa mãn điều kiện bền của vòng đàn hồi cao su
Điều kiện sức bền của chốt :

19

l2,

l3, mm
28


u 

kTl0
  u 
0,1.d 3c .D0 .Z

Trong đó
lo l1 

l2
15

34  42
2
2

1,7.48766.42
u 
35,24    u  (60 80)
0,1.14 3.90.4

Thỏa mãn điều kiện bền uốn của của chốt
Như vậy, khớp nối vịng đàn hồi có các thơng số nêu trên là hợp lý.
5.2 Chọn vật liệu chế tạo trục
Chọn thép C45 tơi cải thiện, cơ tính tra theo bảng 6.1 trang 92 [1],

Giới hạn bền b =600MPa
Ứng suất uốn cho phép [τ]= 12…20MPa, chọn [τ]= 16 MPa
5.3 Tính sơ bộ đường kính trục
Theo cơng thức (10.9) [1], ta có đường kính sơ bộ :
T
0,2 

d

Ứng suất uốn cho phép [τ]= 15…20MPa, chọn [τ]= 16 MPa
Đường kính sơ bộ trục I :
d1 3

TI
48766
3

24,8mm
0,2. 
0,2.16

Chọn d1 = 25 mm
Đường kính sơ bộ trục II :
d 2 3

TII
115819
3
33mm
0,2. 
0,2.16

Chọn d2 = 35 mm
5.4 Tính khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực
Từ đường kính các trục, tra bảng 10.2 [1], ta được chiều rộng các ổ lăn :
d1 = 25 mm chọn b0 = 17mm
d2 = 35 mm chọn b0 = 21 mm
Chiều dài mayơ đĩa xích theo (10.10) [1] :

20