Tính toán thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp

Đồ án chi tiết máy

MỤC LỤC
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.....................7
1.1. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ...............................................................7
1.1.1. Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ:.......................................................8
1.1.2. Chọn động cơ theo điều kiện:.....................................................................8
1.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN...........................................................................9
1.3. LẬP BẢNG THÔNG SỐ KỸ THUẬT................................................................9
1.3.1. Phân phối cơng suất trên các trục:.............................................................9
1.3.2. Tính số vịng quay trên các trục................................................................10
1.3.3. Tính momen xoắn trên các trục:...............................................................10
CHƯƠNG 2 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN................................11
2.1
2.2
2.3
2.4

CHỌN LOẠI ĐAI VÀ TIẾT DIỆN ĐAI :.............................................................11
XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN :................................................11
LỰC CĂNG ĐAI BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC :..............................14
THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI :``.............................................................15

CHƯƠNG 3: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG......................................16
3.1 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM.......................................16
3.1.1 CHỌN VẬT LIỆU..........................................................................................16
3.1.2 Xác định ứng suất cho phép........................................................................16
3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục...............................................................18
3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp...................................................................19
3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.........................................................19
3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:..............................................................22

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải...................................................................................23
3.2 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH.....................................24
3.2.1 Chọn vật liệu..............................................................................................24
3.2.2 Xác định ứng suất cho phép........................................................................24
2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục...............................................................26
3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp...................................................................26
3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.........................................................27
3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:..............................................................29
3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải......................................................................30
CHƯƠNG 4: TÍNH TỐN CÁC CHI TIẾT MÁY................................................32
4.1 TÍNH TỐN TRỤC, THEN..................................................................................32
4.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:......................................32
4.1.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:...........................33
4.1.3 Lực bánh răng tác dụng lên trục (công thức 10.1, trang 184, [1])............34
4.1.4 Lực tác dụng...............................................................................................35
4.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục........................36
4.1.6 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then.......................................................45
4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền trục.....................................................................46
4.2 TÍNH TỐN Ổ LĂN.....................................................................................49
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 1


Đồ án chi tiết máy
CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC...........................................................55
5.1 THIẾT KẾ VỎ HỘP..........................................................................................55
5.2 CÁC PHỤ KIỆN KHÁC.....................................................................................57
5.2.1 Vòng móc....................................................................................................57

5.2.2 Chốt định vị:...............................................................................................57
5.2.3 Cửa thăm....................................................................................................58
5.2.4 Nút thơng hơi..............................................................................................58
5.2.5 Nút tháo dầu...............................................................................................59
5.2.6 Que thăm dầu.............................................................................................59
5.2.7 Vòng phớt...................................................................................................60
5.2.8 Vòng chắn dầu............................................................................................60
5.3 DUNG SAI VÀ YÊU CẦU KĨ THUẬT.................................................................60
5.3.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng trên trục:.................................................60
5.3.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn:............................................................................61
5.3.3 Dung sai lắp vòng chắn dầu trên trục:.......................................................61
5.3.4 Dung sai lắp ghép nắp ổ và thân hộp.........................................................61
5.3.5 Dung sai lắp ghép chốt định vị...................................................................61
5.3.6 Dung sai lắp ghép then lên trục:................................................................61
TÀI LIỆU THAM KHẢO........................................................................................64
THÔNG SỐ ĐỀ CHO
P = 27,5 (kW)
n = 75 (vg/ph)
Thời gian làm việc Lh=16000h, làm việc 3 ca.
T

T
0.9T

0.7T

Hình 1.1 Sơ đồ động của hệ thống băng tải
1. Động cơ - 2. Bộ truyền đai,
3. Ổ lăn - 4. Trục - 5. Bánh răng nghiêng

0.2t

0.5t

0.3t

Hình 1.2 Sơ đồ phân bố tải trọng

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 2


Đồ án chi tiết máy
1.1.

Xác định công suất động cơ

Theo công thức (2.8), trang 19,[1], công suất trên trục động cơ điện được xác định
như sau:

Pct 

Pt


Trong đó:

Pct : cơng suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
Pt : cống suất tính tốn trên trục máy cơng tác (kW)

 : hiệu suất truyền động
Tính hiệu suất:  được tính theo công thức:

  d . 2 . 3  0,95.0,97 2.0,993  0,86
br

ol

Với:
: hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95
br :hiệu suất bánh răng: 0,97

ol :hiệu suất một cặp ổ lăn: 0,99
Tính cơng suất tính tốn:
2

Pt  Ptd  Pmax

2

2

2

= 23,85 (kW)
Công suất cần thiết của động cơ:
P 23,85

Pct  t 
 27,7
 0,86
1.1.1. Xác định sơ bộ số vịng quay động cơ:
Tỉ số truyền tồn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo cơng thức
ut= uh. ud
Theo bảng 2.4 trang 21 [1], ta chọn các thông số như sau:
usbh: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc 2 cấp; uh= 12 (chọn từ 8÷40)
usbd: tỉ số truyền sơ bộ đai ; ud = 3,15 (chọn từ 2÷5)
� ut  12.3,15  37,8
Số vịng quay của trục máy công tác (trục tang quay): nlv= 75 vg/ph
Nguyễn Thế Dân
2003130078

2

2

�T1 � �T2 � �T3 �
�T �
�0,9T �
�0,7T �
� �t1  � �t 2  � �t3
� �0, 2t  �
�0,5t  �
�0,3t
�T � �T � �T �  27,5 �T �
�T �
�T �
t1  t2  t3

0, 2t  0,3t  0,5t

Page 3


Đồ án chi tiết máy
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb  nlv .ut  75.37,8  2835 vg/ph
1.1.2. Chọn động cơ theo điều kiện:
Chọn động cơ thoả mản các điều kiện sau:

� Pdc �Pct  27,7 (kW )
�
�ndc �nsb  2835 (vg / ph)
Tra bảng P1.3 trang 235 [1], ta chọn động cơ: 4A180M2Y3
Động cơ có các thơng số kỹ thuật sau:




1.2.

Pdc = 30 kW
ndb = 2943 vg/ph (với tần số dòng điện tại Việt Nam: 50Hz)
Hệ số công suất cos   0,92
T
TK
 1, 4 � mm  1
Tdn
T

Phân phối tỉ số truyền

Theo công thức 3.23 [1], trang 48 ta có cơng thức tính tỉ số truyền toàn bộ hệ:
ut 

ndc 2943

 39, 24
nlv
75

Phân uh cho các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc: uh =12

u1  u2  uh  12 �3, 46
Tính sơ bộ ud (tỉ số truyền của bộ truyền đai) :
ud 

ut 39, 24

 3, 26
uh
12

Tính lại ud theo u1 và u2:
ud 

ut
39, 24

 3, 27

u1.u2 3, 46.3, 46

Kiểm nghiệm ud:
ud  1%  4%
Nên sai lệch tỉ số truyền của bộ truyền đai không đáng kể.
1.3. Lập bảng thông số kỹ thuật
1.3.1. Phân phối công suất trên các trục:
P3 

Plv
27,5

�29, 239
ol . d 0,99.0,95
(kW)

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 4


Đồ án chi tiết máy
P2 

P3
29,239

 30, 447
ol .br 0,99.0,97

(kW)

P1 

P2
30, 447

 31,705
ol .br 0,99.0,97
(kW)

Pdctt 

P1 31,705

 32
 kn
0,99
(kW)

1.3.2. Tính số vòng quay trên các trục
n
2943
n1  dc 
 902,7
ud
3, 26
vg/ph
n2 

n1 902,7

 261
u1
3, 46
vg/ph

n3 

n2
261

 75
u2 3, 46
vg/ph

1.3.3. Tính momen xoắn trên các trục:
Tdc  9,55.106.

Pdctt
32
 9,55.106.
 103839,6194
ndc
2943
(Nmm)

T1  9,55.106.

P1

31,705
 9,55.106.
 335419,0207
n1
902,7
(Nmm)

T2  9,55.106.

P2
30, 447
 9,55.106.
 1114056,897
n2
261
(Nmm)

T3  9,55.106.

P3
29,239
 9,55.106.
 3723099,333
n3
75
(Nmm)

Bảng 1.1: Thông số kĩ thuật
Trục
Động cơ

I

II

III

Thông số
Công suất P (kW) 32
Nguyễn Thế Dân
2003130078

31,705

Page 5

30,447

29,239


Đồ án chi tiết máy
Tỷ số truyền u

3,26

3,46

3,46

Số vòng quay n
(vịng/phút)

2943

902,7

261

75

Momen xoắn T
(Nmm)

103839,6194

335419,0207

1114056,897

3723099,333

CHƯƠNG 2 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1

Chọn loại đai và tiết diện đai :

Do điều kiện làm việc, các thông số như công suất, vận tốc, môi trường làm việc,
khả năng kéo và tuổi thọ khi làm việc, tính phổ biến, .... mà ta có thể chọn các loại đai
như đai dẹt, đai thang, đai răng,..... với các thông số đã cho ta lựa chọn đai thang.

Ta có các thơng số:
P = 30 kW
n = 2943 vịng/phút
u = 3,26

Hình 2.1. Chọn tiết diện đai hình thang
Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ. Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai
loại Ƃ với:
- bt = 14 mm

Nguyễn Thế Dân
2003130078

-

b = 17 mm

-

h = 10,5 mm

-

y0 = 4 mm

-

A = 138mm2

Page 6

Đồ án chi tiết máy
2.2
2.3.2
2.3.3

d1= 140÷280mm.

Xác định các thơng số của bộ truyền :
Đường kính bánh đai nhỏ :
Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn d1=160 mm.
Vận tốc đai nhỏ :

v1 

 .d1.n  .160.2943

�24,65m / s
60000
60000

Vì v1 < 25 m/s nên ta chọn đai là đai thang thường.
2.3.4
Đường kính bánh đai lớn :
-

Giả sử ta chọn hệ số trượt :  = 0,02

-

Theo công thức 4.2[1] trang 53, ta có :

-

d2 = u.d1(1-  ) = 3,26.160/(1-0,02) = 532,24 mm
Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 [1] trang 63 ta chọn :

-

d2 = 500 mm
Tỉ số truyền thực tế :
u' 

d2
500

 3,188
d1 (1   ) 160(1  0,02)

Sai lệch với giá trị ban đầu 2,2 %.
2.3.5
Khoảng cách trục sơ bộ :
Theo cơng thức 4.14 [1] trang 60, ta có :
0,55(d1  d 2 )  h �a �2(d1  d 2 )
� 0,55(160  500)  10,5 �a �2(160  500)
� 373,5 a 1320
ۣ
Khi u = 3,26
Theo bảng 4.14 [1] trang 60, ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 500mm khi u = 3

2.3.6
Chiều dài tính tốn của đai :

Theo cơng thức 4.4[1] trang 54, ta có :

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 7


Đồ án chi tiết máy

 (d1  d 2 ) (d 2  d1 ) 2

2
4.a
 (160  500) (500  160) 2
 2.500 

2
4.500
�2094,52mm
Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn đai có chiều dài L= 2240 mm = 2,24 m.
2.3.7
Số vòng chạy của đai trong một giây :
L  2a 

v 24,56


 10,96s 1  10s 1  imax
L 2, 24
ta chọn đai có chiều dài L= 2500 mm = 2,5 m.
v 24,56
i 
 9.824s 1  10s 1  imax
L
2,5
i

Khi đó điều kiện được thoả

2.3.8

Tính chính xác khoảng cách trục :
- Theo công thức 4.6[1] trang 54, ta có :
k  k 2  8 2
a
4
(d  d )
160  500
k  L   1 2  2500  
 1463, 27mm
2
2
Trong đó :
d  d 500  160
 2 1 
 170mm
2

2

a

1463, 27  1463, 27 2  8(170)2
 711,3mm
4

-

Do đó :

-

Ta thấy giá trị a thỏa mãn trong khoảng cho phép.

Vậy ta lấy chiều dài đai : L = 2500mm
Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta lấy : a = 710mm
2.3.9

Góc ơm bánh đai nhỏ :

Theo cơng thức 4.7[1] trang 53, ta có :
d d
500  160
1  1800  57 2 1  1800  57
�152,750
a
711,3

1 �1500 nên chọn đai vải cao su
2.3.10

Xác định số dây đai :
Theo cơng thức 4.16[1] trang 60, ta có :

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 8


Đồ án chi tiết máy
P.K d
z�
[P0 ].C .Cl .Cu .C z
Trong đó :
- Cơng suất trên bánh chủ động: P = 30 kW

[Po] : công suất cho phép, tra bảng 4.20 [1] trang 62, ta chọn :
[P0] = 5,93
-

Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ơm : Tra bảng 4.15 [1] trang 61,
ta lấy : Cα = 0,92

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền :Tra bảng 4.17[1]
trang 61, ta lấy : Cu=1,14

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai :Tra bảng 4.16 [1]
trang 61, ta lấy : Cl = 1,0

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ : Cz = 1

-

Hệ số tải động Kđ, tra bảng 4.7[1] trang 55, ta chọn Kđ = 1,0

Do đó :

2.3.11

2.3.12

2.3
2.3.1

P.K d
30.1,0
z�

 4,82
[P0 ].C .Cl .Cu .C z 5,93.0,92.1,0.1,14.1
Vậy ta chọn : z = 5

Chiều rộng bánh đai B :

Tra bảng 4.21[1] trang 63, ta có :
t = 19;
e = 12,5;
ho = 4,2;
Theo công thức 4.17[1] trang 63, ta có :
B = (z -1) t + 2e = (5 -1)19 + 2.12,5 = 101 mm
Đường kính ngồi của bánh đai :
da1 = d + 2h0 = 160 + 2.4,2 = 168,4mm
da2 = d + 2h0 = 500+ 2.4,2 = 508,4 mm
Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục :
Lực căng đai ban đầu :
Theo cơng thức 4.19[1] trang 63, ta có ;
780.P.K d
F0 
 v.C .z   Fv

2.3.2

Tính lực li tâm :

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 9


Đồ án chi tiết máy
Theo công thức 4.20[1] trang 63,ta có :

Fv  qm .v 2
Trong đó :
- qm : khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22[1] trang 63 ta có :
qm = 0,178
STT
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
- -

Thơng số
Bánh đai nhỏ
Bánh đai lớn
Vận tốc
Khoảng cách trục
Chiều dài đai
Góc ơm
Số dây đai
Chiều rộng bánh đai
Đường kính ngồi của bánh đai

Lực căng đai ban đầu
Lực li tâm
Lực tác dụng lên trục
v = 24,65 m/s.

Giá trị
d1 = 160 mm
d2 = 500 mm
v = 24,65m/s
a = 710 mm
L = 2500mm
α1 = 152,750
z =5
B = 101mm
da = 168,4mm
F0 = 105,621N
Fv = 108,156N
Fr = 1026,778N

2
F

0,178.(24,65)
�108,156 N
v
Suy ra :

Vậy :
F0 

2.3.3

780.30.1,0
 105,621N
 24,65.0,92.5  108,156

Lực tác dụng lên trục :
Theo cơng thức 4.21[1] trang 63, ta có :

1
152,75
)  2.105,651.5.sin(
)  1026,778 N
2
2
Thông số của bộ truyền đai :
Fr  2.F0 .z.sin(

2.4

Bảng 2.1. Thông số của bộ truyền đai

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 10


Đồ án chi tiết máy

CHƯƠNG 3: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Các thông số kĩ thuật
Tổng thời gian làm việc Lh  16000h , làm việc 3 ca
Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)
Tỷ số truyền

u1  3, 46

Số vòng quay trục

n1  902,7 (vòng / phút )

Momen xoắn T

T1  335419,0207( Nmm)

Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng)
Tỷ số truyền

u2  3, 46

Số vòng quay trục

n2  261 (vòng / phút )

Momen xoắn T

T2  1114056,879( Nmm)

3.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm

3.1.1 Chọn vật liệu
 Do khơng có u cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau
 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn
 Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có

 b3  850 MPa ,  ch3  580 MPa , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB = 245HB
3
 Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có

 b 4  750 MPa ,  ch 4  450 MPa , ta chọn độ rắn của bánh lớn là HB = 230HB
4
3.1.2 Xác định ứng suất cho phép
 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở

N HO3  30 HB32,4  30.2452,4  1,63.107  chu  kì 
N HO4  30 HB42,4  30.2302,4  1, 40.107  chu  kì 
N FO3  N FO4  4.106  chu  kì 
 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 11


Đồ án chi tiết máy
3

N HE3

�T �
 60c �� i �ni ti
�Tmax �

3
3
3
�
�T �
�0,9T �
�0,7 � �
 60.1 �
.261.16000
� �0, 2  �
�0,5  � �0,3�
�T �
�T �
�T � �
�

 167223744 (chu kì)
N HE 4 

N HE3



u

167223744

 48330561,85  chu  kì 
3, 46
6

�T �
N FE3  60c �� i �niti
�Tmax �
6
6
6
�
�T �
�0,9T �
�0,7T � �
 60.1 �
.261.16000
� �0, 2  �
�0,5  �
�0,3�
T
T
T
�
�
�
�
�
�
�
�

 125534368,5  chu  kì 
N FE4 

N FE3
u



�N HE3
�
�N HE4
�
�N FE3
�N
Ta thấy � FE4

 Suy ra

125534368,5
 36281609, 4  chu  kì 
3, 46

 N HO3
 N HO4
 N FO3
 N FO4

nên chọn N HE  N HO để tính tốn

K HL3  K HL4  K FL3  K FL4  1

Ứng suất cho phép
 Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có ()
Giới hạn mỏi tiếp xúc
Bánh chủ động
Bánh bị động
Giới hạn mỏi uốn
Bánh chủ động

Nguyễn Thế Dân
2003130078

0
 Hlim
 2 HB  70
0
 Hlim
 2 HB3  70  2.245  70  560 MPa
3

0
 Hlim
 2 HB4  70  2.230  70  530 MPa
4

0
 Flim
 1,8HB
0
 Flim

 1,8HB3  1,8.245  441 MPa
3

Page 12


Đồ án chi tiết máy
0
 Flim
 1,8HB4  1,8.230  414 MPa

Bánh bị động

4

Ứng suất tiếp cho phép
 Tính tốn sơ bộ
0
  H    Hlim

0,9 K HL
SH

K HL 3
1
o
�
 H3 �
�
�  H lim S  560 1,1   MPa

H

  H 4   530

1
  MPa
1,1

�
 H3 �
 H4 �
�
� 509,09  481,82  495, 45 MPa
� �
2
2

H   �

Ứng suất uốn cho phép
 Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có K FC  1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay
một chiều); sF  1,75 )

F 

0
 Flim
.K FC

K FL

sF

441.1
414.1
�
 F3 �
 F4 �
�
� 1,75  236,57 MPa
�
� 1,75  252 MPa  ; �
Ứng suất quá tải cho phép

  H  max  2,8 ch 4  2,8.450  1260 MPa
�
 F3 �
 0,8 ch 3  0,8.580  464 MPa
�
�
max
�
 F4 �
 0,8.450  360 MPa
�
�
max
3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
 Theo công thức 6.15a, trang 96, [1]

aw  K a  u2  1    3

T2 K H 

 ba   H  u2
2

 43  3, 46  1  3

 316, 47 mm

 Với
Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 13

.1,11
0, 4.445,905 2 .3, 46


Đồ án chi tiết máy
K a  43 - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng
6.5, trang 96, [1]
- Momen xoắn trên trục bánh chủ động

 ba  0, 4 ;  bd  0,53 ba  u2 �1  0,53.0,4  3, 46  1  0,95
K H   1,11

- Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, với

 bd  1 bảng 6.7, trang 98, [1]
=> Chọn aw  315 mm
3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp
Xác định môđun:

mn   0,01 �0,02  aw  3,15 �6,3  mm 
 Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn mn  4 mm
 Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ nằm trong khoảng
2a .cos 2.315.cos 20
2.315.cos8
�z3  w
�
4  3, 46  1
mn  u  1
4  3, 46  1

� 34,97 �z3 �33,18
Ta chọn z3= 34 răng
 Số bánh răng lớn z4  u2 z3  34.3, 46  117,64 răng , chọn z4 = 118 răng
z
118
um  4 
 3, 47
�u1 �u2
z
34
3
 Do đó tỷ số truyền thực

  arccos

 Góc nghiêng răng:

mn  u  1 z3
4  3, 47  1 34
 arccos
 15, 21o
2 aw
2.315

o
� thoả mãn điều kiện 8 � �20

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền

H 

Z M Z H Z
d w1

2T2 K H  um  1
bwum

 Trong đó

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 14

Đồ án chi tiết máy
1

Z M  274 ( Mpa) 3 Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
(bảng 6.5, trang 96, [1])
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (cơng thức 6.34, trang 105, [1])

2cos b
2cos14, 27 0
ZH 

 1,71
sin 2 tw
sin  2.20,66o 
 Với
Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
o
b  acrtg �
cos   t  .tg  �
cos  20,66  .tg15, 21�
�
� 14, 27
�
� acrtg �

 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
�tg �
� tg 20 �
 t   tw   acrtg �

 acrtg �
 20,660
�
�
�cos15, 21 �
�cos  �
 Với là góc profin răng và là góc ăn khớp
Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
 Hệ số trùng khớp dọc

bw sin  aw ba sin  315.0, 4.sin15, 21


   
m
m
 .4
 Hệ số trùng khớp ngang

 

  �
1,88  3, 2( 1  1 ) �
cos  1,7
z3
z4 �
�
�
�

 Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, [1]
 Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc

K H  K H K H  K Hv


K H   1,11

Z 

1
1

 

1,7

(công thức 6.39, trang 106, [1])

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

răng (bảng 6.7, trang 98, [1])
 Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động

v

 d w3n3  .140,93.261

 1,92 m / s
60 000

60 000

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 15


Đồ án chi tiết máy

 Với

d w3 

2aw
2.315

 140,93
um  1 3, 47  1
mm : Đường kính vịng lăn bánh chủ động

v  1,92 m / s theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 9 ta chọn

K H  1,13
 Công thức 6.42, trang 107, [1], ta có

vH   H g 0 v

aw
315

 0,002.82.1,92
3
um
3, 47

 Với

 H  0,002 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang
107, [1])
g 0  82 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2
(bảng 6.16, trang 107, [1])

K Hv  1 

vH bw d w3
2T2 K H K H 

1

3.126.140,93
 1,01
2.1114056,897.1,13.1,11

K H  K H K H  K Hv  1,13.1,11.1,01  1, 26
d w3 

2 aw
2.315

 140,93

um  1 3, 47  1
mm

 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
 Bề rộng vành răng bw  aw . ba  315.0, 4  126 mm

H 

Z M Z H Z
d w1

2T2 K H  um  1 274.1,71.0,76 2.1114056,897.1, 26  3, 47  1

bwum
140,93
126.3, 47

 428 MPa
 Với v = 1,92 (m/s) < 5 (m/s) thì Z v  1 , với cấp chính xác động học là 9, chọn
cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng với độ nhám là
Ra  1, 25� 0,63  m do đó Z R  1 , với vòng đỉnh răng là d a  700mm , K xH  1 ,
do đó theo cơng thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]

  H  cx    H  ZV Z R K xH  495, 45.1.1.1  495, 45 MPa
 Như vậy

Nguyễn Thế Dân
2003130078

H   H 

=> cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

Page 16


Đồ án chi tiết máy
3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

F 

2T2YF3 K F Y Y
bw d w3 mn

 Điều kiện bền uốn
 Xác định số răng tương đương

zv3 

z3
34

 37,8 răng
3
3
cos  cos 15, 21

zv4 

z4

118

 131,32 răng
3
cos  cos 315, 21

�  F 

K  1, 23
 Theo bảng 6.7, trang 98, [1], F 
.
 Theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 1,92 m/s và cấp chính xác 9
K F  1,37
 Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1]
vF   F g 0 v

aw
315
 0,006.82.1,92
9
um
3, 47

 Với

 F  0,006 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang
107, [1])
g 0  82 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,
trang 107, [1])

K Fv  1 

vF bwd w3
2T2 K F K F 

 1

9.126.140,93
 1,04
2.1114056,897.1,37.1, 23

K F  K F K F  K Fv  1,37.1, 23.1,04  1,75
 Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18, trang 109, [1]
 Đối với bánh dẫn:

YF3  3,80

 Đối với bánh bị dẫn:
Y 

YF4  3,6

1
1

 
  1,7
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y  1 

o
15, 21
 
 0,89
140
140
hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 17


Đồ án chi tiết máy

Y  1 bánh  răng  phay 
 Với mn    4 , YS  1,00 , R
,
 K xF  1 ( d a �400 mm)
 Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]
�
 F3 �
�
� [ F3 ]YRYS K xF  252.1.1.1  252 MPa
�
 F4 �
�
� [ F4 ]YRYS K xF  236,5.1.1.1  236,5 MPa

 Độ bền uốn tại chân răng

 F3 

2T2YF3 K F Y Y
bw d w3 mn



2.1114056,897.3,8.1,75.0,588.0,89
 109,167 MPa  �
 F3 �
�
�
126.140,93.4

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải
T
K qt  max  2, 2
T
 Hệ số quá tải động cơ
 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

 H max    H  K qt  734,87 MPa     H  max  1260 MPa
 Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

 F 3max   F3 . K qt  240,16  �
 F3 �
�
�  464 MPa

max

 F 4max   F4 . K qt  227,52  �
 F4 �
�
�  360 MPa
max

Bảng 3.1: Thơng số và kích thước bộ truyền
Thơng số
Khoảng cách trục
Modul pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền

Giá trị
aw  315 mm
mn  4 
bw3  bw  5  131 mm
um  3, 47

  15, 21o

Góc nghiêng răng
Số răng bánh răng

z3  34

Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vịng

x3  0

chia
Đường kính đỉnh
răng
Đường kính đáy răng
Nguyễn Thế Dân
2003130078

bw 4  126 mm

d3  m

z3
 140,93
cos

z4  1 18
x4  0

d4  m

z4
 489,13
cos

d a3  d3  2m  148,93

d a4  d 4  2m  497,13

d f3  d3  2.5m  130,93

d f4  d 4  2.5m  479,13

Page 18


Đồ án chi tiết máy

 t  20, 66
 w  20,66

Góc profin răng
Góc ăn khớp

3.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
3.2.1 Chọn vật liệu
 Do khơng có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau
 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn
 Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có

 b1  850 MPa ,  ch1  580 MPa , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB = 245HB
1
 Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có

 b 2  750 MPa ,  ch 2  450 MPa , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB = 230HB
2
3.2.2 Xác định ứng suất cho phép

 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở
N HO1  30 HB12,4  30.2452,4  1,63.107  chu  kì 
N HO2  30 HB22,4  30.2302,4  1, 40.107  chu  kì 
N FO1  N FO2  4.107  chu  kì 

 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi
3

N HE1

�T �
 60c �� i �ni ti
Tmax �
�

3
3
3
�
�T �
�0,9T �
�0,7 � �
 60.1 �
.902,7.16000
� �0, 2  �
�0,5  � �0,3�
T
T
T
�

�
�
�
�
�
�
�

   chu  kì 
N HE2 

N HE1
u



Nguyễn Thế Dân
2003130078

89172350,67
 25772355,68  chu  kì 
3, 46

Page 19


Đồ án chi tiết máy
6

N FE1

�T �
 60c �� i �ni ti
�Tmax �

6
6
6
�
�T �
�0,9T �
�0,7T � �
 60.1 �
.902,7.16000
� �0, 2  �
�0,5  �
�0,3�
T
T
T
�
�
�
�
�
�
�
�

   (chu k×)

N FE2 

N FE1
u

�N HE1
�
�N HE2
�
�N FE1
�N
Ta thấy � FE2

 Suy ra



434175764, 2
  (chu k×)
3, 46

 N HO1
 N HO2
 N FO1
 N FO2

nên chọn N HE  N HO để tính tốn

K HL1  K HL2  K FL1  K FL1  1

Ứng suất cho phép
 Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có ()
Giới hạn mỏi tiếp xúc
Bánh chủ động
Bánh bị động
Giới hạn mỏi uốn
Bánh chủ động
Bánh bị động

0
 Hlim
 2 HB  70
0
 Hlim
 2 HB1  70  2.245  70  560 MPa
1
0
 Hlim
 2 HB2  70  2.230  70  530 MPa
2

0
 Flim
 1,8HB
0
 Flim
 1,8HB1  1,8.245  441 MPa
1

0

 Flim
 1,8HB2  1,8.230  414 MPa
2

Ứng suất tiếp cho phép
 Tính tốn sơ bộ
0
  H    Hlim

0,9 K HL
SH

K HL1
1
1
0
�
�



 H2 �
� H1 � Hlim S  560 1,1  509,09 MPa  ; �
�
� 530 1,1  481,82 MPa
H

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 20


Đồ án chi tiết máy
�
 H1 �
 H2 �
� �
�
� 509,09  481,82  495, 45 MPa
2
2

H   �

Ứng suất uốn cho phép
 Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có K FC  1 (do quay 1chiều); sF  1,75 )

F  

0
 Flim
 K FC
K FL
sF

441.1
414.1
�
�

�
�



252 
MPa
 ; 


F
F
� 1 � 1,75
� 2 � 1,75  236,57 MPa
Ứng suất quá tải cho phép

  H  max  2,8 ch 2  2,8.450  1260 MPa
�
 F1 �
 0,8 ch1  0,8.580  464 MPa  ; �
 F2 �
 0,8.450  360 MPa
�
�
�
�
max
max
2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

a  a  315 mm

w2
 Vì đây là HGT đồng trục 2 cấp nên w1
  0,53 ba  u2 �1  0,53.0,4  3,46  1  0,95
 Với  ba  0, 4 ; bd

K H   1,07

Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng

6.7, trang 98, [1])
3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp

mn   0,01 �0,02  aw  3,15 �6,3  mm 
 Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn mn  4 mm
0
 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng   15, 21
 Cơng thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ
2aw .cos 2.315.cos15, 21

 34, 07
mn  u  1
4.(3, 46  1)

, chọn =34 răng

 Số bánh răng lớn z2  u1 z2  30.3, 46  117,64 răng , lấy z2  118
z
118

um  2 
 3, 47
�u2
z1 34
 Do đó tỷ số truyền thực

  arccos
 Góc nghiêng răng
Nguyễn Thế Dân
2003130078

mn  u  1 z1
4  3, 47  1 34
 arccos
 15, 21o
2 aw
2.315
Page 21


Đồ án chi tiết máy
3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền

H 

Z M Z H Z
d w1

2T1K H  um  1

bwum

 Trong đó
1

Z M  274 Mpa 3 Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng
6.5, trang 96, [1])
Z H Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1])
ZH 

2cos b
2cos14, 27 0

 1,71
sin 2 tw
sin  2.20,66 

 Với

 b Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
o
b  acrtg �
cos   t  .tg  �
cos  20,66  .tg15, 21�
�
� 14, 27
�
� acrtg �

 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

�tg �
� tg 20 �
 t   tw   acrtg �
 acrtg �
 20,660
�
�
�cos15, 21 �
�cos  �
 Với là góc profin răng và là góc ăn khớp
Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
 Hệ số trùng khớp dọc
b sin  aw ba sin  315.0, 4.sin15, 21
  w


   
m
m
 .4

 Hệ số trùng khớp ngang
  �
1,88  3, 2( 1  1 ) �cos  1,7
z1
z2 �
�
�
�
1

1
Z 

 

1,7
 Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, [1]
 Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc

K H  K H K H  K Hv

Nguyễn Thế Dân
2003130078

(công thức 6.39, trang 106, [1])

Page 22


Đồ án chi tiết máy


K H   1,07

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

răng (bảng 6.7, trang 98, [1])
 Áp dụng cơng thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vịng của bánh chủ động

v

 d w1n1  .140,93.902,7

 6,67 m / s
60 000
60 000

 Với
d w1 

2 aw
2.315

 140,93
um  1 3, 47  1
: Đường kính vịng lăn bánh chủ động

v  6, 67 m / s theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 8 ta chọn

K H  1,13
 Cơng thức 6.42, trang 107, [1], ta có

vH   H g 0 v

aw
315
 0,002.61.6,67
 7,7
um
3, 47

 Với

 H  0,002 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15,
trang107, [1])
g 0  61 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,
trang 107, [1])

K Hv  1 

vH bw d w3
2T2 K H K H 

1

7,7.126.140,93
 1,168
2.335419,0207.1,13.1,07

K H  K H K H  K Hv  1,41
 Bề rộng vành răng bw  aw . ba  0, 4.315  126 mm

H 

Z M Z H Z
d w1

2T1K H  um  1 274.1,71.0,76 2.335419,0207.1, 41 3, 47  1

bwum

140,93
126.3, 47

 248, 47 MPa
0,1
 Với v = 6,67 (m/s) > 5 (m/s) thì Z v  0,85v  1,027 , với cấp chính xác động

học là 8, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 7, khi đó cần gia cơng với độ

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 23


Đồ án chi tiết máy
nhám là Ra  1, 25  m do đó Z R  1 , với vịng đỉnh răng là d a  700mm , K xH  1
, do đó theo cơng thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]

  H  cx    H  ZV Z R K xH  495, 45.1,027.1.1  508,82 MPa
 Như vậy

H  H 

=> cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

F 

2T2YF3 K F Y Y
bw d w1 mn

 Điều kiện bền uốn
 Xác định số răng tương đương

zv1 

z1
34

 37,8 răng
3
3
cos  cos 15, 21

zv2 

z2
118

 131, 2 răng
cos 3  cos 315, 21

�  F 

K  1,16
 Theo bảng 6.7, trang 98, [1], F 
,
 theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 6,67 m/s và cấp chính xác 8,

 K F  1,37
 Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1]

vF   F g 0 v

aw
315
 0,006.61.6,67
 23, 25
um
3, 47

 Với

 H  0,006 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang
107, [1])
g 0  61 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,
trang107, [1])

K Fv  1 

vF bw d w1
2T1K F K F 

 1,38

K F  K F K F  K Fv  2,19
 Hệ số dạng răng theo bảng 6.18, trang 109, [1]
 Đối với bánh dẫn:
Nguyễn Thế Dân

2003130078

YF1  3,8

Page 24


Đồ án chi tiết máy
 Đối với bánh bị dẫn:
Y 

YF2  3,6

1
1

 
  1,7
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

o
15, 21
Y  1 
 
 0,89
140
140
hệ số kể đến độ nghiêng của răng



 xF
S
R
 Với n
 Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]
m    4, Y  1, Y  1 bánh  răng  phay ,  K

 1, d a  400 mm)

�
 F1 �
�
� [ F1 ]YRYS K xF  252.1.1.1  252,92 MPa
�
 F2 �
�
� [ F2 ]YRYS K xF  236,57.1.1.1  236,57  MPa
 Độ bền uốn tại chân răng

 F1 
 F2 

2T1YF1 K F Y Y
bw d w1 mn

 F1 .YF2
YF1



2.335419, 0207.3,8.2,19.0,588.0,89
 41,13 MPa  �
 F3 �
�
�
126.140,93.4

 38,96  MPa  �
 F2 �
�
�

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Tmax
 , 2
T
 Hệ số quá tải
 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải
K qt 

 H max   H K qt  248, 47 . 2, 2  368,54 MPa     H  max  1260 MPa
 Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

 F 1max   F1 . K qt  41,13.2, 2  90, 486  �
 F1 �
�
�  464  MPa
max

 F 2max   F2 . K qt  38,96.2, 2  85,712  �
 F2 �
�
�  360  MPa
max

Bảng 3.2 : Thơng số và kích thước bộ truyền

Nguyễn Thế Dân
2003130078

Page 25