Đồ án cơ sở thiết kế máy

I -CHỌN ĐỘNG CƠ
I.1-Chọn kiểu loại động cơ:
I.1.1-Tính tốn cơng suất :
A-Công suất làm việc:
Theo CT (2.11) [ I ]
P

F .v
lv = 1000 (KW)

Trong đó:
-Lực kéo băng tải: F =3000 (N)
-Vận tốc băng tải : v = 1,6 (m/s)
 Plv= 4,8 (kW)
B-Công suất tương đương:
Theo CT (2.14) [ I]
Ptđ =Plv.β
Với β= = 0,95
Ptđ = 4,8.0,95 = 4,56 (Kw)
C- Công suất cần thiết:
Ptd
P = ht (Kw)
ct

Tính hiệu suất của hệ thống :
�ht = �br. �x . �đ .((2.8-2.9)
Theo bảng (2.3)[ I ]
Ở đây hộp giảm tốc của ta dùng bánh răng trụ nên ta chọn như sau:
- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : �br= 0,96
- Hiệu suất truyền của bộ truyền xích :�x = 0,90
- Hiệu suất của bộ truyền đai :�đ =0,95

- Hiệu suất truyền của ổ lăn :
�ht = �br. �x . �đ .(
== 0,80
Ptd
P =  ht = = 5,7 (Kw)
ct


I.1.2-Tính sơ bộ số vịng quay đồng bộ:
A- Số vịng quay làm việc:
Theo CT (2.17)[ I ]:
nlv == = 76,43 (Vịng/phút)
Trong đó:
v : vận tốc băng tải v = 1,6 (m/s )
D : Đường kính băng tải: 400 (mm)
B- Số vòng quay sơ bộ:
Theo CT (2.18) [ I ]:
nsb= nlv.usb
Tỷ số truyền sơ bộ của động cơ là :
usb = uđai.ubánh răng.uxích
Tra bảng (2.4) [I ]:
Chọn ubánh răng = 5 ; uđai= 4 ; uxích= 2 (2.15)
Suy ra :usb = 5.4.2 = 40
Vậy : nsb= nlv.usb=76,43.40 = 3057,20 (vòng/phút)
I.1.3-Chọn động cơ :
Tra bảng P-1.3 (trang237) động cơ điện 4A132M2Y3 ta chọn động cơ :
Kiểu động cơ

4A132M2Y3

Công
suất,k
W
11

Vận
tốc
quay,v/
p
2907

Cos
m
m
0,9

88

2,2

1,
6

Động cơ thỏa mãn các thông số cần thiết .
I.2.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.2.1. Tỷ số truyền của hệ dẫn động:
Với động cơ đó chọn ta có: Pđc = 11(kW) ; nđc = 2907 (vịng/phút)
utổng = nđộng cơ /nlv = 2907/50,93 = 57,08
Mặt khác : utổng = uđai.ubánhrăng.uxích
Chọn :

uđai = 4 ; ubánh răng = 5
uxích = = 2,854

42


I.2.2.Số vòng quay trên các trục:
Trục động cơ : nđộng cơ = no = 2907 (vòng/phút)
Trục I : nI =nđộng cơ /uđai = 2907/4 = 726,75 (vòng/phút)
Trục II : nII =nI /ubánh răng = 726,75/5 =145,35 (vịng/phút)
Trục cơng tác: ncơng tác=nII /uxích = 145,35/2,854 = 50,93(vịng/phút)
I.3. Tính tốn động học
I.3.1.Cơng suất trên các trục:
Ta có :
Cơng suất làm việc : Pđc= Pct = 10,24 (KW )
Công suất trên trục I: PI = Pđc.nđai
=10,24. 0,95 = 9,73 (KW)
Công suất trên trục II : PII = PI..
= 9,73. 0,96. 0,99 = 9,25 (KW)
Công suất công tác: Pct= PII...
= 9,25.0,90. 0,992 = 8,16 (KW)
I.3.2.Mô men xoắn trên các trục :
Ti=9,55.106 .
(Nmm)
Trục động cơ :Tđc =9,55.106 . = 9,55.106.= 33640,19(Nmm)
PI
Trục I:TI=9,55.106 nI =9,55.106.=130000 (Nmm)
PII
Trục II:T =9,55.106 nII = 9,55.106.= 610000 (Nmm)
II

Trục công tác:Tct=9,55.106= 9,55.106.= 1530000,14(Nmm)

* BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TỐN :


Trục
Động cơ

I

II

Cơng tác

Thơng số
Tỷ số truyền
u
Số vũng quay
n(v/p)

2907

726,75

145,35

50,93

Cơng suất

P(KW)

10,24

9,73

9,25

8,16

33640,19

130000

610000

1530000,14

Momen xoắn
T(N.mm)

uđ=4

Ubr=5

ux=2,854

A-TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN NGỒI
II-THIẾT KỀ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG:
Truyền động đai được dùng để truyền chuyển động và mômen xoắn giữa các

trục xa nhau. Đai được mắc lên hai bánh với lực căng ban đầu F o, nhờ đó có thể tạo
ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải
trọng được truyền đi.
Thiết kế truyền đai gồm các bước :


- Chọn loại đai, tiết diện đai
- Xác định các kích thước và thơng số bộ truyền.
- Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về
tuổi thọ.
- Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục.
Theo hỡnh dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hỡnh thang
(đai hỡnh chờm), đai nhiều chêm (đai hỡnh lược) và đai răng.
II.1 Xác định kiểu đai
Ta có Thơng số bộ truyền
ndc =2907 (vịng/phút); Pđộng cơ =P0 =10,24 (kW)
Dụa vào hỡnh 4.1[I] ta chọn tiết diện đai Ƃ
Dựa vào bảng 4.13[I] ta có cỏc Thơng số sau
Kích thước mặt cắt (mm)
Ký hiệu

Ƃ

bt

b

h

y0

14

17

10,5

4

Diện tích
A(mm2)

d1
(mm)

Chiều
dài giới
hạn l
(mm)

138

140280

8006300

II.2-Tớnh chọn sơ bộ đai
Chọn đường bánh đai nhỏ : d1 =160 (mm) ;
Tính vận tốc đai:
v = = = 24,34 (m/s)

vNhư vậy vận tốc đai tính tốn nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25 m/s
(đối với loại đai thang thường).
Ta có hệ số trượt đai :
= 0,01 0,02 ;chọn = 0,02
Suy ra đường kính bánh đai lớn :
d2 = =160.4(1-0,02) =627,2 (mm)
(4.26.T67)
Chọn d2 = 630 mm.
Như vậy tỷ số truyền thực tế ut=d2/d1.(1=630/160.(1-0,02) = 4,02
Vậy =(ut-u)/u=(4,02-4).100/4=0,5% < 4%
Suy ra tỷ số truyền thực tế bằng tỷ số truyền đó chọn.
Theo bảng 4.14 Ta có: d2=630 ; uđ=4


asb=d2.0,95=630.0,95=598,5 (mm)
Vậy asb =598,5 (mm)
Chiều dài sơ bộ của đai là:
lsb = 2.asb + + = 2.598,5 + +
=2529,57 (mm)
Tra bảng 4.13[I] , ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là l=2500 (mm)
Số vòng chạy của đai:
i = = = 9,736< imax = 10
chiều dài của đai đảm bảo độ bền
Khoảng cách trục tớnh túan lại là:

(4.15)

2
2

a = (+   8 )/4

l

 (d1  d 2 )
2
=2500-3,14.(160+630)/2 =1259,7 (mm)

với: =
và: = (d2 -d1)/2 = (630 - 160)/2 = 235 (mm)
 a = = 582(mm)
Vậy khoảng cỏch trục thưc tế là :
a = 582 (mm)
Điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:
0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)
Ta có: 0,55(d1 + d2) +h = 0,55.(160 + 630) + 10,5= 445 (mm)
2(d1 + d2) = 2.(160 + 630) = 1580 (mm)
Vậy trị số a thỏa món điều kiện

Tính góc ơm 1 trên bánh đai nhỏ theo cơng thức:
o
1 = 180 
= 1800 – =
Vậy 1 =>120O
góc ơm thỏa mãn điều kiện.
II.3-Xác định số đai
z=
Trong đó:
+
Cơng suất trên trục bánh đai chủ động :

Pcđ = PO = Pct= 10,24 ( kW )

(4.7)

(4.16)


+

Công suất cho phép :
(Tra bảng 4.19[I] )
[P0] = 5,86 ( kW)
+ Hệ số tải trọng động :
(Tra bảng 4.7[I] )
Kd = 1,1
+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ơm 1 : (Tra bảng 4.15[I] )
C = 0,88
+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai: (Tra bảng 4.16[I] và 4.19[I] )
Ta có: l0= 2240 l/l0= 2500/2240=1,11
Vậy:
Cl = 1,04
+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền : ( Tra bảng 4.17[I] )
Cu = 1,14
+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây
đai :
Cz=0,95
(Tra bảng 4.18[I] )
Vậy Z = = 1,92
Vậy chọn Z = 2
II.4-Xác định chiều rộng bánh đai

- Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức:
B = (z - 1)t + 2e
Tra bảng 4.21[I] :
t = 19 mm ; e = 12,5 mm ; h0 = 4,2mm
Vậy: B = (2 - 1).19+ 2.12,5 = 44 mm
Đường kính ngồi của bánh đai :
da = d + 2h0
- Đường kính ngồi của bánh đai nhỏ là:
da1 = d1 + 2h0 = 160 +2.4,2=168,4 (mm)
- Đường kính ngồi của bánh đai lớn là:
da2 = d2 + 2h0 = 630+2.4,2 = 638,4 (mm)
II.5-Xác định cỏc lực trong bộ truyền
- Xác định lực vòng theo công thức:
Fv = qm. v2
Với:
Khối lượng 1 mét chiều dài đai qm = 0,178 (kg/m). ( Tra bảng 4.22[I] )
 Fv = 0,178.24,342 = 105,45
(N)
- Xác định lực căng ban đầu:
780.Po .K d
F0 = v.C .z + Fv = + 105,45 = 310 (N)

Lực tác dụng lên trục :
Fr = 2F0.z.sin = 2.310.2.sin= 1141 (N)

(4.19)


Bảng thơng số của bộ truyền đai
Thơng số

Trị số

Đường kính bánh đai nhỏ :

160mm

Đường kính bánh đai nhỏ :

630mm

Chiều rộng bánh đai

63 mm

:B

Chiều dài đai

:l

2500mm

Số đai

:z

2 đai

Khoảng cỏch trục

:a

582 mm

:

134

Gúc ụm

310 N
Lực căng ban đầu

:

Lực tỏc dụng lờn trục : Fr

1141N

III-THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
III. 1. Chọn loại xích
Do bộ truyền tải khơng lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là
xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền
mịn cao.
III. 2. Xác định các thơng số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích nhỏ : Với uxích = 2,854
 z1 = 29-2.2,854=23,292>19
( Tra bảng 5.4[I] ) Chọn z1 = 23

Số răng đĩa xích lớn:
z2 = uxích. z1 = 2,854.23 = 65,642 zmax =120
Chọn z2 = 65
b.Xác định bước xích
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện
đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mịn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:


Pt = P. k. kz. kn [P]
Trong đó:

(5.3)

Pt - Cơng suất tính tốn
(Tra bảng 5.5[I] ) ta có:
P = 9,25 (kW) - Công suất cần truyền ;
Hệ số răng : kz = = = 1,09
n01
kn - Hệ số vòng quay: kn = nII = = 1,38

Hệ số k được xác định theo công thức:
k = kO. ka. kđc. kbt. kđ. kc
(5.4)
Trong đó :
(Tra bảng 5.6[I] )
Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền :
kO = 1 ( Do gúc nghieng nối tõm 30O<60o)
Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
ka = 1 chọn a = 40p
Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng :

kđc = 1 (Điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích);
Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn:
kbt = 1
(Tra bảng 5.6[I] và 5.7[I] )
Hệ số tải trọng động : kđ = 1
Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền :
kc = 1
(Làm việc 1 ca )
 k = 1.1.1.1.1.1 = 1
Từ (II -81) ta tính được: Pt = 9,25.1.1,09.1,38 = 13,91< [P] = 19,3 ( kW )
(thỏa món điều kiện)
Vậy tra bảng 5.5 [I] : với n01= 200 vg/ph ta chọn bước xích :
p = 31,75(mm) < pmax = 50,8 (mm)
 Thỏa món điều kiện
c.Khoảng cỏch trục và số mắt xích
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
asb = 40p = 40.31,75 = 1270
(mm)
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
x= + +
(5.12)
 x = + + = 125,12
Ta lấy số mắt xích chẵn xc= 126 , tính lại khoảng cách trục theo cơng thức:
a = 0,25.p
(5.13)
Theo đó, ta tính được:
a =0,25.31,75


 a=1284 (mm)

Để xích khơng chịu lực căng q lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng:
a = 0,003.a = 0,003.1284 4 (mm)
 a = a - a = 1284 -4 1280 (mm) = 1,28 (m)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i = [i]
(5.14)
Ta có :
i = = 1,77
 i = 1,77 < [i] = 35 (Tra bảng 5.9[I] )
Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra
hiện tượng gẫy các răng và đứt mắt xích.
d. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải
trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ
số an tồn:
s = ≥ [s]
(5.15)
(Bảng 5.2[I] )
Trong đó: - Tải trọng phá hỏng
: Q = 88,5 kN = 88500 N
- Khối lượng của 1 mét xích
: q = 3,8 kg
- Hệ số tải trọng động
: kđ = 1,2
- Vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:
v = = = 1,77 (m/s)
- Lực vịng trên đĩa xích:
Ft = = = 5226 (N)
- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2 = 3,8.1,772 = 11,9 (N)

-Lực căng do nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q. a
Trong đó :
- Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
Chọn kf = 4
(Theo 5.16/t85)
F0 = 9,81.4.3,8.1,28 = 190,86
(N)
Từ đó, ta tính được: s = =13,67[s] = 8,2
Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
e. Xác định đường kính đĩa xích
 Đường kính vịng chia d1 và d2:
d1 = = = 233,46(mm)
d2 = = = 657,17 (mm)


 Đường kớnh vũng đỉnh da1 và da2
da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] =31,75. [0,5 + cotg()] =246,87(mm)
da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] =31,75 [0,5 + cotg(/65)] = 672,28 (mm)
 Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:
- df1 = d1 - 2r
- df2 = d2 - 2r
Trong đó :
+ Bán kính đáy răng
: r = 0,5025.dl + 0,05
với
: dl= 19,05 (mm)
( Bảng 5.2[I] )
 r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 9,62
(mm)

Do đó: df1 = 233,46 - 2.9,62 = 214,22
(mm)
df2 = 657,17 - 2.9,62=637,93
(mm)
 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
H = 0,47. [H]
(5.18)
Chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45 tơi cải thiện đạt HB321,tra theo
bảng(5.11/t86) ta có:[H] =650 (MPa )
- Lực vịng trên băng tải
: Ft = 5226 (N)
- Lực va đập trên m dãy xích (m = 1) :
Fvd = 13. 10-7. nII. p3. m
= 13. 10-7. 145,35.(31,75)3. 1 = 6,05
(N)
- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy:
kd = 1 (xích 1 dãy)
- Hệ số tải trọng động :
Kd = 1 ( Bảng 5. 6 [I] )
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích :
với z1 = 23  kr1 = 0,45
- Mơ đun đàn hồi :
E=
với : E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích,
lấy E = 2,1. 105 MPa
- Diện tích chiếu của bản lề : A = 262 (mm2)
(bảng 5.12)


H1 = 0,47. = 646

(MPa)

ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z2 = 65 kr2 = 0,22


Fvd2 = 13. 10-7. nIII. p3. m = 13. 10-7. 50,93. (31,75)3. 1 = 2,12 (N)
=>H2 = 0,47. = 451 (MPa)
Như vậy: H1 = 646 (MPa)
H2 = 451 (MPa)
Dựng thộp 45 tụi cải thiện đạt nhiệt độ rắn HB321 sẽ đạt được ứng suất tiếp xỳc
cho phộp [H] = 650 MPa,đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.tương
tự,H2 ≤ [H] ( với cựng vật liệu và nhiệt luyện)
f. Xác định các lực tác dụng lên trục
Lực căng trên bánh chủ động F1 và trên bánh bị động F2:
F1 = F t + F 2
F2 = F 0 + F v
Trong tính tốn thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác
dụng lên trục được xác định theo cơng thức:
Fr = kx . Ft
(5.20)
Trong đó: kx: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích

Thơng số
Loại xích
Bước xích
Số mắt xích
Khoảng cỏch

trục
Số răng đĩa xích
Vật liệu đĩa
xích
Đường kính
vũng chia
Lực tỏc dụng
lờn trục

Ký hiệu
xích con lăn
p
X
a

Giỏ trị
31,75
126
1280 mm

Z1
Z2

23
65
Thộp 45 tụi cải thiện
Thộp 45 tụi cải thiện

d1
d2

233,46mm
657,17 mm

Fr

6009,9

B – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG


IV. TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
RĂNG NGHIÊNG
IV. 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiờng1 cấp chịu cơng suất
trung bình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật
liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tơi cải thiện. Nhờ có độ
rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có
khả năng chạy mịn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của
răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến
15 đơn vị:
H1≥ H2 + (10…15)HB.
Theo bảng 6. 1 [II] , ta chọn:
 Bánh răng nhỏ (bánh răng 1)
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Độ rắn: HB = (192…240)
+ Giới hạn bền: b1 = 750 Mpa
+ Giới hạn chảy : ch1 = 450 Mpa
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB1= 240.
 Bánh răng lớn (bánh răng 2) :

+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Độ rắn : HB = (192…240)
+ Giới hạn bền : b2 = 750 Mpa
+ Giới hạn chảy : ch2 = 450 Mpa
Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB2= 230

Nhón
hiệu
thộp
Bánh răng

Nhiệt luyện

Tụi cải

Kích
thước S
mm ,
khụng
lớn hơn

Độ rắn

Giới hạn
bềnb
MPa

Giới
hạn
chảy

ch


chủ động
Bánh răng
bị động

45
45

thiện
Tụi cải
thiện

100

240

750

450

100

230

750

450

IV. 2 Xác định ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] được xác
định theo công thức sau:
[H] = . ZR .Zv .KxH .KHL
(6.1)
[F] = . YR .Ys .KxF .KFC .KFL

(6.2)

Trong đó:
ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
KxH - 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;
KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , do đó ta có :
[H] =
(6.1-6.2a)
[F] =
( Tra bảng 6.2[II] )
+ SH = 1,1 - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
+ SF = 1,75 - Hệ số an tồn khi tính về uốn
+ KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều)
+  và  lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 [II] :
= 2HB + 70
 = 1,8HB
Suy ra :

 = 2HB1 + 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa
 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa
 = 1,8. HB1 = 1,8 . 240 = 432 MPa


 = 1,8 . HB2 = 1,8 . 230 = 414 MPa
+ KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các cơng thức:
mH

KHL =

N HO
N HE

(6.3)
mH

KFL =

N FO
N FE

(6.4)

Trong đó:
- mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
mH = mF = 6 (khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 )
- NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Với:

NHO = 30.H (6.5)
 NHO1 = 30. 2402,4 = 15474914
NHO2 = 30. 2302,4 = 13972305
- NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NFO = NFO1 = NFO2 = 4. 106 = 0,4. 107 = const
- NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải
trọng thay đổi nhiều bậc:
3
Ti / Tmax  niti

�
NHE = 60.c.
(6.7-6.8)
NFE = 60.c. � Ti / Tmax 

mF

ni ti

Trong đó:
c =1 - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng
ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút
Ti - Mômen xoắn ở chế độ thứ i
Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét
ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 20000( giờ).
Ta có:
Với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
nI = 726,75 ( vòng/phút)

với bánh răng lớn (bánh răng 2):
nII = 145,35 ( vòng/phút)
NHE1=60. 1 .726,75.24000.[13.0,25+0,753.0,5+0,553.0,25]
= 525909004
NHE2=60.1.145,35.24000.[.0,25+0,753.0,5+0,553.0,25]
=105181801
NFE1=60.1.726,75.24000.[16.0,25++ 0,756.0,5+0,556.0,25]
= 362001124
NFE2 = 60. 1.145,35.24000.[16.0,25++ 0,756.0,5+0,556.0,25]
= 72400225
Như vậy: NHE1> NHO1 , NHE2> NHO2
NFE1> NFO1 , NFE2> NFO2
 KHL1 = 1 , KHL2 = 1
KFL1 = 1 , KFL2 = 1.
Theo cơng thức trên, ta tính được:
[H]1 = = 500 (MPa)
[H]2 = = 482

(MPa)

[F]1 = = 246,85 (MPa)
[F]2 = = 236,6 (MPa)
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiờng , ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị
trung bình của [H]1 và [H]2 nhưng khơng vượt quá 1,25[H]min
Chọn[H] =([H]1 + [H]2 )/2 =( 500 +482 )/2 = 491 (MPa ).
* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công
thức:
[H]max = 2,8ch
[F]max = 0,8ch
[H1]max = 2,8. 450 = 1260( MPa )

[H2]max = 2,8 .450 = 1260 ( MPa )
[F1]max = 0,8. 450 = 360( MPa )
[F2]max = 0,8. 450 = 360 ( MPa )

(6.13-6.14)


IV.3. Tính tốn các thơng số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
1-Xác định khoảng cỏch trục .
Ta có :
3

TI .K H 

2
 .u. ba
aw = Ka.(u + 1).  H 

(6.15a)

Trong đó:
- Ka = 43 MPa1/3 : Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
(bảng 6.5[I] )
- TI : Mụmen xoắn trên trục chủđộng TI = 130000 Nmm
- [H] = 491 ( MPa)
- Tỷ số truyền u = 5
- Chọn ba=0,4 (bảng 6.6[I] )
-Ta có bd =0,5ba(u-1) = 0,5.0,4.(5+1)= 1,272 <bd max =1,6
do đó ta chọn KH = 1,06
aw =43.(5 + 1). = 169,9 mm

Chọn aw=190 mm
2- Xác định thông số ăn khớp.
+)Xác định modun ta có: m = (0,01  0,02)aw
=> m = (0,01  0,02).190 = (1,9  3,8) mm
Chọn : m = 3 ( bảng 6.8 [I])
Chọn sơ bộ chọn gúc nghiờng := 10o
+) Số răng bánh nhỏ:
Z1= =
= 20,79
 Chọn Z1 = 20(răng)
+) Số răng bánh lớn:
Z2= u.Z1= 5. 20 = 100 (răng)
Ta tớnh lại : cos =m(z1+z2)/(2aw)=3(20+100)/(2.190)=0,947
 = 18,67o
bw = ba.aw =0,4.190 =76 ( mm )
Hệ số dịch chỉnh x1= x2 = 0
3- Xỏcđịnh đường kớnh của các bánh răng
+ Đường kớnh vũng chia :
d1 = = = 63,36 mm
d2 = = = 316,8 mm

(6.17)


+ Đường kính lăn :
dw2

dw1 = = = 95 mm
= dw1.u = 95. 5 = 475 mm

+Đường kính đỉnh răng :
da1 =d1 +2.m = 63,36 + 2. 3 = 69,36 mm
da2 =d2 +2.m = 316,8 +2.3 = 322,8 mm
+ Đường kính đáy răng :
df1 =d1 – 2,5.m = 63,36 – 2,5.3 = 55,86 mm
df2 =d2 – 2,5.m = 316,8 – 2,5.3 = 309,3 mm

+ gúc profin gốc :
= 20o (theo TCVN 1065-71)
+Góc profin răng :
= arctg(tg /cos ) =arctg(tg200/0,988)=21o
+Góc ăn khớp :
= = 21o
+) Hệ số trựng khớp dọc là:
 = = =2,58> 1
(Thoả món điều kiện trựng khớp.)
4- Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xỳc phải thoả món điều kiện sau:
H = ZM. ZH. Z.≤ [H]
(6.33)
Trong đó :
+ ZM = 274 Mpa1/3 - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp
(Theo bảng 6. 5 [I])
+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của hỡnh dỏng bề mặt tiếp xỳc.
ZH =
(6.34)
O
Với : - tw = t = 21
- b : Gúc nghiờng trên mặt trụ cơ sở; tg b = cos t . tg 
=> tg b = cos(21o). tg(18,67o) = 0,315 =>b = 17,5o

vậy ZH = = 1,69
- Z: Hệ số kể đến sự trựng khớp của răng được xác định dựa vào  như sau:
(6.37)
 = = =2,58> 1nờn ta có
Z = (6.36b)
Trong đó:


 - Hệ số trùng khớp ngang ta ta có :
 =cos
(6.36b)

Ra=2,5… =1,6

(6.38b)

=> Z = = 0,79
- KH: Hệ số tải trọng khi tớnh về tiếp xỳc, ta có :
KH = KH.KHỏ.KHV
(6.39)
Với :
+ KH= 1,06 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.
+ KHỏ : Hệ số phõn bố tải trọng cho các đôi răng ăn khớp xác định dựa theo :


 d w1nI
60000 = > v = = 2,4 < 2,5

v

Vậy tra bảng 6.13[I] , ta được cấp chớnh xỏc 9
=> Tra bảng 6.14 [I] ta được KHỏ = 1,13
+ KHv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
Tra bảng P2.3 phụ lục được KHv = 1,03
Vậy :
KHv = 1,01
KH = KH.KHỏ.KHV =1,06.1,13.1,03 =1,2
Thay cỏc giỏ trị vừa tính được vào biểu thức tớnh H ta được:
H = 274.1,69.0,79 = 405,43 MPa
Ta có =[H].Zr.Zv.KxH (6.1)
Zv =0,85.v0,1=0,85,2,40,1=0,93 ( Vỡ HB 350)
Với cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chớnh xỏc vố mặt tiếp xúc là 8,khi đó
cần gia cơng đạt độ nhỏm 1,25m,do đó chọn Zr=0,95
Với da< 700mm,chọn KxH=1
Suy ra : =491.0,95.0,93.1= 433,80>H= 405,43 MPa
(Thỏa món điều kiện)
Vậy = .100 = .100 = 6,5% < 10
(Thỏa món điều kiện)
5- Kiểm nghiệm độ bền mỏi uốn.
Điều kiện bền uốn cho răng:


2.TI .K F .Y .Y .YF 1

F1 =

bw .mnw .d w1

 [F1]

(6.43-6.44)

F2 =  [F2]
Trong đó:
TI = 130000- Mơ men xoắn trên bánh chủ động
m= 3- Mô đun pháp
= 76 (mm ) - Chiều rộng vành răng
dw1 = 63,33 (mm) - Đường kính vũng lăn của bánh răng chủ động
YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 , ta có :
zv1 =
zv2 =
 zv1 = = 43,5 Lấy zv1 = 43
 zv2 == 130,5 Lấy zv2=130
Theo bảng 6. 18[I] , ta có: YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6
-Y = = = 0,625 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với  là hệ số trùng khớp
ngang, ta có  = 1,6
-Y -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,ta có :
Y=1- (õ0/1400) =1- (18,670/1400) = 0,867
-KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
Với : KF=KF.KF.KFv=1,14.1,37.1,07=1,67
(6.45)
Trong đó:
+ KF = 1,14 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng,
(theo bảng 6. 7[I] )
+ KF = 1,37 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp ( theo bảng 6. 14[I] )
KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo cơng
thức(tương tự khi tính về tiếp xúc):
Tra bảng P2.3 phụ lục ta được
KFv = 1,07

Vậy :
F1 = =63,55 (MPa)
F2 = (Mpa)


Từ đó ta thấy rằng:
F1 = 63,55 Mpa < [F1] = 246,85

( MPa )

F2 = 58,66 Mpa < [F2] = 236,6
( MPa )
Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo.
6- Kiểm nghiệm độ bền quỏ tải
+) Kiểm nghiệm quỏ tải tiếp xỳc:
Hmax = H.

K qt

với Kqt = Tmax/T = 1,4

=>Hmax =405,43. 1, 4 = 479,71< [H1]max =1260 MPa
(6.48-6.49)
[H2]max =1260 MPa
+) Kiểm nghiệm quỏ tải uốn :
F1max = F1.kqt = 63,55.1,4 =88,97< [F1]max = 360 Mpa
F2max = F2.kqt = 58,66.1,4 = 82,12< [F2]max = 360 Mpa
Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi quỏ tải.
7- Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
Trên hình vẽ thể hiện lực pháp tuyến Fn nằm trong mặt phẳng pháp tuyến và

vng góc với cạnh răng.
n được phân ra làm ba thành phần vng góc: Lực vịng Ft, lực hướng
Lực F
tâm Fr, lực dọc trục Fa.=+ +


Sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc
-Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng nhỏ
+Lực vòng:
Ft1=Ft2== = 4105,5 N
+ Lực hướng chiều trục Fr:
Fr1= Fr2 =Ft1. tgtw/ cos = 4105,5.tg210/cos18,67 = 1663,49 N
+Lực hướng kính Fa:
Fa1= Fa2 =Ft1.tg= 4105,5.tg18,67= 1387,24 N

Bảng Thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng


STT

Thông số

Kớ hiệu

Giỏ trị

1

Khoảng cỏch trục

aw

190 mm

2

Tỷ số truyền

u

5

3

Chiều rộng vành răng

bw

76 mm

4

Mơ đun pháp

m

3 mm

5

Góc nghiêng răng



18,670

6

Hệ số dịch chỉnh

x

x1 = 0
x2 = 0

7

Số răng

Z

Z1 = 20 mm
Z2 = 100 mm

8

Đường kớnh vũng lăn

dw

dw1 = 95 mm
dw2 =475 mm

9

Đường kớnh vũng chia

di

d1 = 63,36 mm
d2 = 316,8 mm

10

Đường kớnh dỉnh răng

dai

da1 = 69,36 mm
da2 = 322,8 mm

11

Đường kính đáy răng

dfi

df1 = 55,86 mm
df2 = 309,3 mm

12

Gúc frofin gốc

ỏ

ỏ =20o

13

Góc profin răng

ỏt

ỏt =21o

14

Gúc profin ăn khớp

ỏwt

ỏwt =21o

V - TÍNH TỐN TRỤC
1 – Chọn vật liệu:


Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ớt nhạy cảm với sự tập trung
ứng suất dễ gia cụng và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nờn thộp cacbon và thộp

hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thộp hợp kim hay
thộp cacbon tựy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay khụng.
Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bỡnh
thỡ ta chọn vật liệu làm trục là thộp C45 thường hố có cơ tính như sau
tra bảng 6.1.tr92 :
b= 600 Mpa;
ch= 340 MPa
Với độ cứng là 200 HB.
2.Tớnh toỏn thiết kế trục:
1. Xác định sơ bộ đường kớnh trục.
Đường kớnh trục sơ bộ được xác định theo cụng thức:
(m)

(10.9)

Trong đó:
- T là mụmen xoắn tỏc dụng lờn trục.
TI = 130000 Nmm
TII = 610000 Nmm
- []= 12 30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phộp.
Chọn []= 15 MPa
[]=20 MPa
-Đường kính sơ bộ trục I:

d

sb
I

3

≥

TI
0, 2.[ ] = = 35,12 (mm)

sb

Lấy d I = 40 (mm)
-Đường kính sơ bộ trục II
d

sb
II

3

≥

TII
0, 2.[ ] = = 53,43 (mm)
sb

Lấy d II = 55 (mm)
2.Xác định khoảng cỏch giữa cỏc gối đỡ và điểm đặt lực:
- Dựa vào đường kính sơ bộ của cỏc trục vừa tính tốn, ta xác định được gần đúng
chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10. 2 [I] , ta có:


sb

- Với: d I = 40 (mm)  bo = 23 (mm)
sb

- Với: d II = 55 (mm)  bo = 29 (mm)
Phõn tớch lực tỏc dụng lờn bộ truyền:
 Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:
- Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ đĩa xích, mayơ bánh răng trụ được xác định
theo cụng thức sau:
lm = (1,2…1,5)d
(10.10)
+ Trục I:

lm13 = (1,2…1,5).d1 =(1,2…1,5).40 = (48…60) mm
lm12 = (1,2…1,5).d1 =(1,2…1,5).40 = (48…60) mm
Lấy

lm12 = 60 (mm)
lm13 = 60 (mm)

+ Trục II: lm23 = (1,2…1,5).d2 =(1,2…1,5).55= (66…82,5) mm
lm22 = (1,2…1,5).d2 =(1,2…1,5).55 = (66…82,5) mm
Lấy: lm23 = 74 (mm)
lm22 = 74(mm)
- Sử dụng cỏc kớ hiệu như sau
k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc.
i: số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp cỏc chi tiết có tham gia truyền tải
trọng.
lki : khoảng cỏch từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k.
Theo CT 10.14[1] ta có:

lcki = 0,5.(lmki + b0) + k3 + hn
Trong đó:
+ lcki: khoảng cụngxụn( khoảng chỡa) trên trục thứ k, tớnh từ chi tiết thứ
i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.
+ lmki: chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k.
+ b0 là chiều rộng ổ lăn
+ k3 là khoảng cỏch từ mặt mỳt của chi tiết quay đến nắp ổ
+ hn là chiều cao nắp ổ và đầu bu lụng
Theo CT trong bảng 10.4[I]
lk3= 0,5( lmk3+b0) + k1+k2
- Cỏc khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [1], ta có:
+ Khoảng cỏch từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
cỏch giữa cỏc chi tiết quay: