Đề tài thiết kế truyền động cơ khí

ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

MỤC LỤC:
Trang
3
Phần 1: Giới thiệu chung về đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải
1.1. Phân tích nhiệm vụ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4
1.2. Xác định các yêu cầu kỹ thuật . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4
1.3. Nhiệm vụ phải làm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5
1.4. Lập kế hoạch thực hiện . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5
1.5. Xây dựng các phương án thiết kế . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7
Phần 2: Tính tốn và thiết kế
Chương I: Tính tốn chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền . . . . . . . . 8
I.1. Chọn động cơ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8
I.2. Phân phối tỉ số truyền . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8
Chương II: Tính tốn thiết kế các chi tiết truyền động . . . . . . . . . . . . 10
II.1. Thiết kế bộ truyền xích. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10
II.2. Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13
II.3. Thiết kế Trục – Then – Khớp nối . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
II.3.1. Thiết kế Trục – Then . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
A. Thiết kế trục . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
B. Chọn then . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37
II.3.2. Chọn khớp nối . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39
II.4. Tính tốn và chọn ổ lăn . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40
II.5. Chọn các chi tiết phụ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44
II.6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46
Bảng dung sai lắp ghép . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47
Tài liệu kham khảo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

TI LIỆU THAM KHẢO

1/Đặng Chất,Lê Văn Uyển-Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập I và II) –
NXB Giáo dục.
2/ Nguyễn Hữu Lộc-Chi tiết máy-NXB đại học Quốc gia.
3/ Trần Hữu Quế-Vẽ cơ khí(tập 1 và 2)-NXB Giáo dục.
4/Nguyễn Thanh Nam-Phương pháp thiết kế kỹ thuật- NXB đại học Quốc gia.
5/Ninh Đức Tốn,Nguyễn Thị Xuân Bảy-Dung sai lắp ghép và kỹ thuật đo
lường-NXB Giáo dục.

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Phần 1:Giới thiệu chung về đồ án thiết kế hệ thống băng tải.
1.1 Phân tích nhiệm vụ:
*Gồm các yêu cầu sau:
+Xác định yêu cầu kỹ thuật.

+Phân tích ý tưởng và chọn phương án thiết kế.
+Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.
+Tính tốn thiết kế các chi tiết(bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc).
+Thiết kế kết cấu,vẽ phác.
+Thực hiện bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết.
+Tổng hợp đồ án và thuyết minh.
1.2 Yêu cầu kỹ thuật:
-Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm:
1. Động cơ điện 3 pha khơng đồng bộ.
2. Hệ thống truyền động cơ khí.
3. Tang chủ động của băng tải.
*Số liệu ban đầu:
-Lực vòng trên băng tải:F = 3000(N)
-Vận tốc băng tải
:v =1(m/s)
-Đường kính tang
: D = 320 (mm)
-Thời gian phục vụ
: 5 (năm)
-t1 = 15 (giây)
-T1 = T
-t2 = 48 (giây)
-T2 = 0,85T
-t3 = 0
-T 3 = 0

Sơ đồtả
i trọng

* u cầu thiết kế:

+Kích thước nhỏ gọn,phù hợp với khơng gian làm việc.Đảm bảo sức bền.
+Vận hành an toàn ,dễ sử dụng,sữa chữa,bảo trì lắp ráp …
+Thiết kế có tính kinh tế, phù hợp với điều kiện sản xuất hiện có.
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

1.3 Xây dựng các phương án thiết kế:
1.3.1 Ý tưởng thiết kế:
a. Động cơ + bộ truyền trong + bộ phận cơng tác:Bộ truyền trong (kín) thường
dùng hộp giảm tốc.
Ưu điểm:Các cơ cấu nằm trong nắp hộp được che kín nên tránh được bụi
bẩn,hiệu suất làm việc cao.
Khuyết điểm:Hộp giảm tốc lớn vì tỉ số truyền chỉ phân phối cho bộ truyền
trong. Nên bố trí cồng kềnh và đắt tiền.
*Nhận xét:Không nên sử dụng bộ truyền trong để làm phương án truyền động.
b. Động cơ + bộ truyền ngoài + bộ phận cơng tác:Bộ truyền ngồi (hở): dùng
bộ truyền xích hoặc bộ truyền đai,bộ truyền động bánh răng rất ít dùng.
*Nhận xét:Bộ truyền ngoài truyền chuyển động trực tiếp từ động cơ đến bộ
phận công tác nhưng phương án này khơng phù hợp,bộ truyền ngồi có tuổi thọ
kém,tỉ số truyền bị thay đổi khi quá tải.Không nên dùng bộ truyền ngoài trực tiếp.
c. Phối hợp: Động cơ + bộ truyền ngồi + bộ truyền trong + bộ phận cơng tác.
Động cơ + bộ truyền trong + bộ truyền ngoài + bộ phận cơng
tác.
Ưu điểm:Hộp giảm tốc nhỏ gọn vì tỉ số truyền được phân phối đều cho cả bộ
truyền trong và bộ truyền ngoài.

*Nhận xét:Nên chọn phương án này làm phương án thiết kế.
1.3.2 Xây dựng phương án thiết kế:
a. Bộ truyền ngồi:
* Bộ truyền đai:
Ưu điểm:Có thể truyền giữa các trục ở khoảng cách xa (> 15m). Tính chất đàn
hồi cao,có thể trượt khi làm việc quá tải.Độ dẻo dai cao,truyền động êm nên làm
việc khơng gây ồn,thích hợp truyền động lớn.Vận tốc truyền động của đai lớn.Kết
cấu đơn giản,không cần bôi trơn.
Khuyết điểm:Phải căng đai trước khi làm việc,kích thước bộ truyền đai lớn.Tỉ
số truyền thay đổi được khi bị trượt đai.Tải trọng tác dụng lên các trục và ổ lớn
(từ 2 đến 3 lần bánh răng).Tuổi thọ kém (từ 1000 đến 1500 giờ).
* Bộ truyền xích:
Ưu điểm:Khơng trượt,hiệu suất làm việc cao.Làm việc khơng phải căng
xích,kích thước nhỏ hơn bộ truyền đai.Truyền động được nhờ sự ăn khớp giữa
dây xích và bánh xích,có thể cùng lúc truyền chuyển động và cơng suất cho nhiều
bánh xích bị dẫn.Có thể dùng bộ truyền xích để thay đổi tốc độ(tăng hoặc giảm
tốc độ).Khả năng tải và hiệu suất làm việc cao hơn truyền động đai.
Khuyết điểm:Bộ truyền xích làm việc ồn và gây tải trọng phụ.Phải kiểm tra hệ
thống bôi trơn thường xiêng.Khi bôi trơn không đảm bảo và môi trường làm việc
nhiều bụi bẩn thì xích nhanh bị hư.Dễ bị mịn bánh xích,răng và bản lề,dễ đức
xích khi làm việc quá tải.
b. Hộp giảm tốc:
* Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển:
Ưu điểm:Kết cấu hộp giảm tốc đơn giản.

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Khuyết điểm:Bánh răng bố trí khơng đều trên các trục nên lực phân bố khơng
đều.Kích thước hộp giảm tốc lớn.
*Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục:
Ưu điểm:Kích thước hộp giảm tốc theo chiều dài nhỏ nên hộp giảm tốc này
nhỏ hơn các loại khác.Làm việc chắc chắn.
Khuyết điểm:Hạn chế khả năng chọn phương án vì bố trí chiều ngang rộng.
Kết cấu hộp giảm tốc phức tạp,khó bơi trơn các ổ trong vỏ hộp.Khả năng tải cấp
nhanh chưa dùng hết.
*Hộp giảm tốc cấp chậm phân đôi:
Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục. Sử dụng tối đa khả năng tải hai
cặp bánh răng.Mô men xoắn trên các trục trung gian nhỏ chỉ bằng một nửa mô
men xoắn cần truyền.Tập trung ứng suất ít hơn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai
cấp dạng khai triển do bánh răng và ổ bố trí đối xứng.
Khuyết điểm:Cấu tạo hộp giảm tốc phức tạp do bánh răng cấp chậm lớn.
Bề rộng hộp giảm tốc lớn.
*Hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ:
Ưu điểm:Truyền động được cho hai trục chéo nhau.Bố trí gọn hơn so với các
hộp giảm tốc khác.
Khuyết điểm:Ap lực phân bố không đều trên các răng.Hiệu suất truyền động
kém (so với bộ truyền bánh răng trụ chỉ bằng 0,85).Kích thước bánh răng
lớn.Bánh răng cơn khó chế tạo.
1.4 Chọn phương án thiết kế:
* Chọn bộ truyền ngồi: Chọn bộ truyền xích làm phương án thiết kế bộ
truyền ngồi.Vì kết cấu bộ truyền xích có kết cấu nhỏ gọn,vận tốc băng tải nhỏ
nhưng lực kéo lớn thích hợp dùng bộ truyền xích.
* Chọn hộp giảm tốc:Chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục làm
phương án thiết kế hộp giảm tốc.hộp giảm tốc này mục đính hạn chế về chiều dài.

 Phương án thiết kế:Động cơ + hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng
trục + bộ truyền xích + băng tải.
*Sơ đồ động hệ dẫn động băng tải:

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Phần 2: Tính tốn và thiết kế:
Chương I.Tính tốn chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.
I.1 Chọn động cơ:
Công suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc,ta có:Pt = Ptđ

∑ P .t
∑t

2

2

Ptđ =

i

i

i

=

n
9,55.10 6

T 
∑ Ti .t i = n.T
∑  Ti  t i = F .v
.
∑ t i 9,55.10 6 . ∑ t
1000
i

12.15 + 0,85 2.48 + 0
Ptđ = 3000.1
1000

15 + 48 + 0

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành

2

= 2,664 kW

2

T 
∑  Ti  t i
∑ ti


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Pt
kW
η
4
2
Với η hiệu suất truyền động,η = η ol .η br .η x .η k
Công suất động cơ cần thiết:Pct =

Trong đó:
η ol = 0,99 hiệu suất ổ lăn được che kín.
η br = 0,96 hiệu suất một cặp bánh răng trụ răng nghiêng được che kín.
η x = 0,95 hiệu suất bộ truyền xích được che kín.
η k = 0,99 hiệu suất khớp nối bù.

=> η = 0,99 4.0,96 2.0,95.0,99 = 0,83
Pct =

Pt 2.664
=
= 3,209 kW
η

0,83

Số vòng quay sơ bộ:nsb = nlv.ut = nlv.uh.un
Với nlv số vòng quay làm việc,nlv =

60000.v 60000.1
=
= 59 ,71vòng/phút
π .D
π .320

Chọn tỉ số truyền chung:ut = un.uh =10.2,5 = 2
uh- tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ,uh = 8 ÷ 40 .
un- tỉ số truyền bộ truyền ngoài,un= ux = 2 ÷ 5 .
⇒ nsb = 33,42.12.2= 1492,75 vòng/phút
* Chọn số vòng quay sơ bộ: nđc = nsb =1500 vòng/phút
* Điều kiện chọn động cơ:

 Pñc ≥ Psb

n ñc ≈ n sb

Theo phụ lục P.1.3,tài liệu tính tốn và thiết kế HTTĐCK-Đặng Chất-NXB
Giáo dục chọn động cơ 4A100L4Y3 với Pđc = 4 kW và nđc = 1420 vịng/phút,
Tk
=2
Tđm

I.2 Phân phối tỉ số truyền:
Tỉ số truyền chung của hệ:ut =

n đc
1420
=
= 23,78
nlv
59,71

Cơng suất làm việc: PIV = Plv = Ptđ = 2,664kW
Plv
2,664
=
= 2,83kW
η ol .η x 0,99.0,95
PIII
2,83
PII =
=
= 2.,98kW
η ol .η br 0,99.0,96
PII
2,98
PI =
=
= 3,14kW
η ol .η br 0,99.0,96
PIII =

Tính tỉ số truyền trong hộp giảm tốc uh,chọn sơ bộ uh =
Vì hộp giảm tốc đồng trục:u1 = u2 = u = 3,084

Trong đó:u1,u2 là tỉ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm.
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành

ut
23,78
=
= 9,512
u ng
2,5


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Số vịng quay các trục: n I = nđc = 1420 vòng/phút
nI
1420
=
= 460,44
u 1 3,084
vòng/phút
n
460,44
= II =
= 149.29
u2
3,084
vòng/phút

n II =
n III

n IV =

n III 149,29
=
= 59,71 vịng/phút
ux
2,5

6
Mơ men xoắn động cơ và các trục: Ti = 9,55.10 .

Pi
ni

Pñc
4
= 9,55.10 6
= 26901 Nmm
n ñc
1420
P
3,14
TI = 9,55.10 6. I = 9,55.10 6.
= 21117 Nmm
nI
1420

P
2,98
TII = 9,55.10 6. II = 9,55.10 6.
= 61808 Nmm
n II
460,44
P
2,83
TIII = 9,55.10 6. III = 9,55.10 6.
= 181033 Nmm
n III
149,29
P
2,664
TIV = 9,55.10 6. IV = 9,55.10 6.
= 426079 Nmm
n IV
59,71
Tđc = 9,55.10 6.

Bảng thơng số cho động cơ và các trục.
Trục
Thơng số
Cơng suất P,kW
Tỉ số truyền u
Số vịng quay n,vịng/phút
Mơ men xoắn T,Nmm

Động
cơ

4

I

II

III

3,14
2,98
2,83
9.512 3,084
3,084 2,5
1420
1420
460,44 149,29
26901
21117 61808 181033

IV
2,664
59,71
423079

Chương II. Tính tốn và thiết kế các chi tiết truyền động.
II.1. Thiết kế bộ truyền xích:
1. Chọn xích tải:
Lực vịng băng tải F = 3000 N
Vận tốc băng tải v = 1 m/s
=> Chọn xích con lăn 3 dãy.Vì tải trọng nhỏ và vận tốc băng tải bé.Độ bền

mỏi cao,chế tạo ít phức tạp hơn xích ống.
2. Xác định các thơng số của xích và bộ truyền xích:
a. Chọn số răng đĩa xích:
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Với ux =2,5
Số răng đĩa nhỏ : Z1 = 29 – 2.u ≥ 19
⇔ Z1 = 29 – 2.2,5 = 24
Số răng đĩa lớn: Z2 = ux.Z1= 2,5.24 = 60
b. Xác định bước xích:
P.k .k n .k z
≤ [ P]
Cơng suất tính tốn: Pt =
k
d

Trong đó:
kz = Z01/Z1 = 25/Z1 = 1,04 hệ số răng.
kn = n01/n1 hệ số vòng quay.
n01 = 200 (vòng/phút) chọn theo bảng 5.5[1]
n1 = nIII =149,29 (vòng/phút)
⇒ kn = 200/149,29 = 1,34
k = k0.ka.kđc.kđ.kcđ ,tra bảng 5.6[1] ta được:
k0 = 1 đường nối hai tâm đĩa xích so với phương ngang nghiêng đến 600.

ka = 1 hệ số khoảng cách trục a= (30 . . . 50).p
kđc = 1 vị trí được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích.
kđ = 1,3 tải trọng va đập.
kc = 1,25 băng tải làm việc hai ca.
kbt = 1,3 mơi trường làm việc có bụi,bơi trơn đạt u cầu.
⇒ k = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95
kd hệ số phân bố khơng đều tải trọng,số dãy xích là 3 thì kd = 2,5.
P = PIII = 2,83 (kW) công suất cần truyền.
Cơng suất tính tốn: Pt = 2,83.1,04.1,34.1,95/2,5 =3,08 kW
Tra bảng 5.5[1] với n01= 200 (vịng/phút) chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước
xích p = 19,05 (mm) thõa điều kiện bền mòn Pt < [ P ] = 4,8 đồng thời tra bảng
5.8[1] ta có p < pmax
c. Chiều rộng xích răng:
Tra bảng 5.5[1]-tài liệu TTTKHDĐCK- Đặng Chất Bt = 17,75mm
d. Khoảng cách trục và số mắt xích:
Khoảng cách trục: a = (30 . . . 50).p
Chọn a = 40.p = 40.19,05 = 762 mm
2.a 1
1
+ .( Z 1 + Z 2 ) +
.( Z 2 − Z 1 ) 2 . p
p 2
4.π 2 .a
2.762 1
1
( 60 − 24) 2 .19,05 = 122,82
⇔x=
+ .( 24 + 60 ) +
2
19,05 2

4.π .762

Số mắt xích: x =

Lấy số mắt xích chẵn xc = 122 (số mắt xích phải chẵn),tính khoảng cách trục
a*:
a*= 0,25.p.  xc − 0,5.( Z 2 + Z 1 ) +


⇔ a * = 0,25.19,05.122 − 0,5.( 24 + 60 ) +

*
⇔ a = 754,04 mm
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành

[ xc − 0,5.( Z 2 + Z1 ) ] 2 − 2.[ ( Z 2 − Z1 ) / π ] 2 
[122 − 0,5.( 24 + 60 ) ] 2 − 2.[ ( 60 − 24) / π ] 2 


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Để xích khơng chịu lực căng q lớn,cần giảm bớt khoảng cách trục a:
∆ a = (0,002 . . . 0,004).a = 0,003.754,04= 2.,26 mm
Do vậy: a = a*- ∆ a = 752 mm
Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây: i= z1.n1/(15.x) ≤ [ i ]
Trong đó: [ i ] số lần va đập cho phép,tra bảng 5.9[1] ta có [ i ] = 35 1/s
i = 24.149.29/(15.122) = 1,96 1/s < [ i ]

3. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
a. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn:
S = Q/(kđ .Ft + F0 +Fv) ≥ [ S ]
Trong đó:
Q tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2[1]:Q = 108 kN
Khối lượng 1 mét xích: q1 =5,8 kg
kđ = 1,7 hệ số tải trọng ứng chế độ làm việc nặng
v = Z1.p.n1/60000 = Z1.p.nIII/60000 = 24.19,05.149,29/60000 = 1,14 m/s
Ft = 1000.P/v =1000.PIII/v =1000.2,83/1,14 = 2021 N
F0 = 9,81.kf.q.a = 9,81.4.5,8.0,752 =171,15 N
kf = 4 bộ truyền nghiêng 1 góc < 600
Fv = q.v2 = 5,8.1,142 = 7,54
Do đó: S = 108.103/(1,7.2021 + 171,15 + 7,54) =29,88
Tra bảng 5.10[1]với n = 200 vịng/phút thì [ S ] = 8,2
Vậy S > [ S ] nên bộ truyền xích bảo đảm đủ bền.
b. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
σ H = 0,47. k r .( Ft .K ñ + Fvñ ).E /( A.k d ) ≤ [σ H ]
Trong đó: [σ H ] ứng suất tiếp xúc cho phép,tra bảng 5.11[1] [σ H ] = 600 Mpa
E = 2,1.105 Mpa
A = 106 mm2 diện tích chiếu mặt tựa bản lề của con lăn.
kd =2,5 dùng cho xích 3 dãy,hệ số tải trọng khơng đều.
Z1 = 24 ⇒ kr = 0,432
Fvđ :lực va đập trên 1 dãy xích
Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.149,29.19,053.3 = 4,025
Kđ = 1,3
⇒ σ H 1 = 0,47. 0,432.( 2021.1,3 + 4,025).2,1.10 5 /(106.2,5)
⇒ σ H 1 =446 Mpa
Và σ H 1 = σ H 2
1

Chọn thép 45 tơi cải thiện có ứng suất tiếp cho phép [σ H ] = 600 MPa và đạt
độ rắn HB210,bảo đảm độ bền tiếp xúc cho răng hai đĩa.
4. Các thơng số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục:
a. Đường kính đĩa xích:
Đường kính vịng chia của đĩa xích được xác định:
d1 = p/sin( π /Z1) =19,05/sin(180/24) = 145,94 mm
d2 = p/sin( π /Z2) = 19,05/sin(180/60) = 363,99 mm
da1 = p.(0,5 + cotg(180/Z1)) = 19,05.(0,5 + cotg(180/24)) = 154,22 mm
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

da2 = p.(0,5 + cotg(180/Z2)) = 19,05.(0,5 + cotg(180/60)) = 373,02 mm
Với r = 0,502.dI + 0,05 = 0,502.11,91 + 0,05 = 6 mm
Tra bảng 5.2[1] dI = 11,91 mm
r=0,5025. dI+0,05=0,5025.11.91+0,05=6,03 mm
df1 = d1 – 2.r = 145,94 -2.6 = 133,94 mm
df2 = d2 – 2.r = 364 – 2.6 = 352 mm
b. Lực tác dụng lên trục:
FR = kx.Ft = 6.107.kx.P/Z.p.n
kx =1,15 hệ số trọng lượng xích khi nghiêng 1 góc < 400
Ft lực vịng
FR = 1,15.2021 = 2324,15 N

II.2 Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng:
1. Chọn vật liệu:

Từ các thông số ban đầu thống nhất hai cấp bánh răng chọn cùng vật liệu:
Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241...285(chọn
HB260),tra bảng 6.1[1] ta có b1 = 850MPa, ch1 = 580MPa.
Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241...285(chọn
HB255),tra bảng 6.1[1]ta có b2 = 850MPa, ch2 = 580MPa.
2. Xác định ứng suất cho phép:
Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:
[H] = (0Hlim/ SH). ZR.ZV.KXH.KHL
[F] = (0Flim/ SF).YR.YS.KXF.KFC.KFL
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Trong đó:Sơ bộ chọn ZR.ZV.KXH =1
YR.YS.KXF =1
0
0

ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở.

Hlim
Flim

ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở.

Tra bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350

0

HLim

= 2HB + 70(Mpa); SH =1,1; 0Flim =1,8.HB(Mpa); SF =1,75

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Bánh răng nhỏ:

0
HLim1
0

Bánh răng lớn:

0

= 2.260 +70 = 590 MPa.

FLim1

= 1,8.260 = 468 MPa.

HLim2

= 2.255 + 70 = 580 MPa.

0

= 1,8.255 = 459 Mpa.

FLim2

2.4

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:NHO=30. H HB
NHO1=30.(260)2.4=1,87.107
NHO2=30.(255)2.4=1,7.107

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất uốn:NFO=4.106
Số chu kỳ thay đổi khi thử ứng suất tương đương:
3

 T
NHE = 60 cntΣ = 60.c. ∑  i
 Tmax


 .ni .t i


 T
NFE= 60 cntΣ = 60.c. ∑  i
 Tmax


 .ni .Ti


mF

mF:bậc đường cong mỏi khi thử về uốn,mF =6 khi HB < 350
c:số lần tiếp xúc trong một vòng quay,c = 1
n:số vòng quay trong một phút.
tΣ :tổng số thời gian làm việc, tΣ = 7.365.16 = 40880 giờ (làm việc 2 ca)
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 2 bánh:
 T
NHE 2 = 60.c.(n1/u1). ∑ t i . ∑  i
 Tmax

3


 .t i


⇔ NHE 2 = 60.1.(1420/3,084).40880.(1.15 + 0,853.48 +0) = 5,02.1010

Ta có:NHE 2 > NHO2 do đó:KHL2 =1. =>NHE1 > NHO1 do đó KHL1 =1.
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí
 T
NFE2= 60.c.( n1/u1). ∑ t i . ∑  i
 Tmax

GVHD: Nguyễn Hộ

6


 .Ti


⇔ NFE2= 60.1.(1420/3,084).40880.(16.15 + 0,856.48 + 0) = 3,74.1010

Ta có:NFE 2 > NFO do đó KFL2 =1. =>NFE1 > NFO1 do đó KFL1 =1.
Sơ bộ ta xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép:[H] =
[H1] =

0
Hlim1

[H2] =

0
Hlim2

0
Hlim

.KHL/SH.

.KHL1/SH = 590.1/1,1 = 536,4 MPa.
.KHL2/SH = 580.1/1,1 = 527,3 MPa.
1
2

=>bánh răng trụ răng nghiêng:[H] = .([H]1+ [H]2 ) = 532 Mpa
Sơ bộ ta xác định được ứng suất uốn cho phép:[F]=

0
Flim

.KFc.KFL/SF.

Với bộ truyền quay một chiều KFC=1.
[F1] = 468.1.1/1,75 = 267,4 MPa.
[F2] = 459.1.1/1,75 = 262,3 MPa.
Ứng suất quá tải cho phép:[H]MAX=2,8. ch1 = 2,8.580 = 1624 MPa.
[F1]MAX=0,8. ch1 = 0,8.580 = 464 MPa.
[F2]MAX=0,8. ch2 =0,8.580 = 464 MPa.
3. Tính toán cấp chậm:
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
±

3

T2 .K Hβ

2
aw1=Ka.(u1 1) [σ H ] .u 2 .ψ ba

(+): ứng với tiếp xúc ngoài
(-): Ứng với tiếp xúc trong
3

T2 .K Hβ

2
Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài:aw1 = Ka.(u1+1) [σ H ] .u 2 .ψ ba

T2 mômen xoắn trên trục chủ động.T2 = 9,55.106.PII/nII = 61808 Nmm
Tra bảng 6.5[1]=>Ka = 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liêụ của cặp bánh răng và
loại răng.
Tra bảng 6.6[1]=>
bd

ba

= 0,2

= 0,5.ba.(u1+1)= 0,5.0,2.(3,084 + 1) = 0,41

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được KH = 1.05 :hệ số kể đến sự phân bố
không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.


aw1=43.(3,084 + 1). 3

61808.1,05
= 126,27mm.
532 2.3,084.0,2

Chọn tiêu chuẩn aw1 = 126 mm
b. Xác định thông số ăn khớp:
Chọn m = (0,01…0,02)aw1 = (0,01…0,02).126 =1,26 …2,52 mm
Theo bảng 6.8[1] chọn m = 2,5 mm.
Chọn sơ bộ: β = 100 ,cos β = 0,9848
Số răng bánh nhỏ:z1=2aw1.cos β /[m.(u1+1)]=24,30 ⇒ Chọn z1 = 24
Số răng bánh lớn:z2 = u1.z1 = 3,084.24=74,01 =>lấy z2 =74
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:um = z2/z1 = 74/24 = 3,08
Tính góc β :cos β = [m.(um +1)]/ (2.aw1) = [2,5.(74 + 24)]/(2.126) = 0,9722
0
0
⇒ β = 13,53 = 12 31’10”

c. Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:
Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền .Ở
đây yêu cầu với độ ổn định và đơ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng
đến khả năng làm việt của bộ truyền.Nhờ vây mà ta có thể thay một vài thông số
nếu cần thiết.

Ưng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:H = ZM.ZH.Z.

2T2 .K H .(u m + 1)
bw 2 .u m .d w21

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

ZH:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. ZH =

2. cos β b
sin 2α tw

Z:Hệ số trùng khớp của bánh răng.Tra bảng 6.5[1] => ZM = 274 Mpa1/3
β b :góc nghiêng:tg β b = cos α t .tg β ,theo TCVN 1065-71 chọn α = 200
α t = α t w = arctg(tg α /cos β ) = 20,520 góc ăn khớp.
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

=> tg β b = cos α t .tg β = cos20,520.tg13, 530 = 0,225=> β b = 12,700
Do đó:ZH =

Z=

1
εβ

=

2. cos12,70 0
sin 2.20,52 0

= 1,72

1
0,58 = 1,3

Trong đó:
εβ

:hệ số trùng khớp dọc với

εβ

= bw.sin β /( π .m)

bw = ψ ba .aw = 0,2.126 = 25,2
εβ

=>

= 25,2.sin13,530/(3. π ) =0,75

Hệ số ăn khớp ngang: ε α = [1,88 – 3,2.(

1
1
+
)].cos β
z1
z2

=> ε α = [1,88 – 3,2.(
Hệ số dịch chỉnh:

1
1
+
)].cos13,530 =1,65
24 74

x 1 = x2 = 0

Đường kính vịng lăn bánh: dw1 = 2.aw2/(um+1) = 2.126/(3,08+1) = 61,76 mm
π .d w1 .n II
π .61,76.460,44
60000
Vận tốc vòng:v = 60000 =
= 1,48 m/s

Tra bảng 6.13[1],cấp chính xác 9 vì bánh răng trụ nghiêng v< 2,5 m/s.Tra
bảng 6.14[1] chọn K Hα = 1,13

ν
δ

H

H

= δ H.g0.v.

aw
uM

hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1] δ H = 0.002

Hệ số sai lệch các bước răng bánh 1 và 2:Tra bảng 6.16[1] =>g 0 = 73.
=>ν H = 0,002.73.1,48.

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành

126
= 1,38
3,08


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc:tra bảng 6.7[1]=>

K Hβ

=1.05

Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:KHV =1+
=> KHV = 1 +

ν H .bw1 .d w1
2.T2 .K Hβ .K Hα

1,38.25,2.61,76
= 1,01
2.61808.1,05.1,13

Hệ số khi tính tải trọng tiếp xúc:KH=

K Hβ .K HV .K Hα

= 1,05.1,01.1,13 = 1,19

Ưng suất tiếp xúc: σ H

2.T2 .K H .(u1 + 1)
(bw1 .u m .d w21 ) ≤ σ H
= ZM.ZH. Z.
[ ]

=> σ H = 274.1,72.1,3.

2.61808.1,19.(3,08 + 1)
= 431,87 MPa
25,2.3,08.61,76 2

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:[ σ H' ] = [σ H ] .ZV.ZR.KxH
Với v = 1, m/s cấp chính xác động học là 9,cấp chính xác tiếp xúc là 8,chọn
Ra= 2.5 độ nhám của bề mặt làm việc,ta có hệ số ảnh hưởng đến bề mặt làm việc
ZR=0,95 và da < 700 mm nên KxH = 1

Khi HB < 350 thì Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.0,890,1 = 0,91:hệ số ảnh hưởng đến
vận tốc vòng.
 [ σ H' ] = 532.0,91.0,95.1 = 459 MPa
'
So sánh: [ σ H ] > σ H ,do đó thỗ mãn độ bền tiếp xúc.

d. Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Để đảm bảo uốn cho răng.Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá
một giá trị cho phép.
σ F1 =

2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành

≤ [σF1]


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

σF2=

σ F 1 .YF 2

GVHD: Nguyễn Hộ

YF 1 ≤ [σF2]

Trong đó:
Yε:hệ số trùng khớp của răng:Yε = 1/εα = 1/1,65 = 0,60
Yβ:hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Yβ =1 - β 0 /140 = 0,903
KF=KFB.KFα.KFv hệ số tải trọng khi tính uốn.
KFB: hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng,tra bảng 6.7[1]:KFB = 1,12
KFα:hệ số sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng,KFα=1,37
KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp
ν .b .d
KFv=1+ F W W 1 2.T .K .K
1

Với

Fβ

νF=δF.go.v. a w

Fα

u

Bảng 6.15[1]: δF = 0,006và bảng 6.16[1]: go= 73
⇒ νF = 0,006.73.1,48. 126 3,084 = 4,14
⇒ KFv = 1 +

4,14.25,2.61,76
= 1,03
2.61808.1,12.1,37

Do đó KF = 1,12.1,37.1,03= 1,58
YF1,YF2 lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2.
Số răng tương đương: ZV1 = z1/cos3 β = 26
Zv2 = z2 /cos3 β = 80
Tra bảng 6.18[1]: YF1 = 3,80
YF2 = 3,62 hệ số dịch chỉnh x = 0
2.61808.1,58.0,60.0,903.3,80
= 103.34 MPa
25,2.61,76.2,5
σ F 2 = 73,89. 3,62 = 98,44MPa
4

Do đó: σ F 1 =

Ưng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và 2:
[ σ F' 1 ] = [ σ F 1 ].YR.YS.KxF
[ σ F' 2 ] = [ σ F 2 ].YR.YS.KxF
Trong đó:
YS = 1,08 – 0,0695.lnm =1,003. YS hệ số độ nhạy vật liệu đối với tập trung
ứng suất.
YR = 1 hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng.
KxF hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn,do d a < 400 mm nên KxF
=1
Do đó: [ σ F' 1 ] = 267,4.1.1,003.1 = 268,2 MPa

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

[ σ F' 2 ] = 262,3.1.1,003.1 = 263,1 MPa
Ta có:
σF1 = 103,34 MPa < [ σ F' 1 ] = 268,2 Mpa
σF2 = 98,44 MPa < [ σ F' 2 ] = 263,3 Mpa
Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn.
e. Kiểm nghiệm quá tải:
Khi mở máy hay hãm … bánh răng có thể bị quá tải do đó cần kiểm nghiệm
quá tải để tránh biến dạng dư hoặc biến dạng lớp bề mặt, ứng suất cực đại σMax
không vượt quá một giá trị cho phép:
Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,6
T: momen xoắn danh nghia
Tmax: momen xoắn quá tải
Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì σHmax = σH.

K qt

<[σH]max

σHmax = σH . K qt = 431,87. 1,6 = 546,27 Mpa
[σH]max = 2,8.σch1 = 1624 Mpa
=> σHmax < [σH]max
Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tỉnh bề mặt lượn chân răng.Ứng suất
cực đai σFmax = σF.Kqt < [σF]max
σF1max = σF1.Kqt = 103,34.1,6 = 165,35 Mpa
σF2max = σF2.Kqt = 98,44.1,6 = 157,50 Mpa
[σF1]max = 464 Mpa
[σF2]max = 464 Mpa

=>[σF1]max > σF1max

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

[σF2]max > σF2max
=>Vậy bánh răng bảo đảm được về quá tải cho phép.
g. Các thông số của bộ truyền bộ truyền cấp chậm:
Khoảng cách trục:aw1 = 126 mm.

Tỷ số truyền:u1 = 3,52
Góc nghiêng: β = 13,530

Mơđun:m = 3.
Chiều rộng vành răng: bw1 = 25,2 mm.
Số răng bánh răng: z1 = 24 ; z2 = 74.

Hệ số dịch chỉnh:x1 = x2 = 0 mm.

Đường kính vịng chia: d1 = 145,94 mm; d2 = 363,99 mm.
Đường kính đỉnh răng: da1 = 154,22 mm; da2 =373,02 mm.
Đường kính đáy răng : df1 = 133,94 mm; df2 = 352mm.
4. Tính tốn cấp nhanh:
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
±

3

T1 .K Hβ

2
aw2 =Ka.(u1 1) [σ H ] .u1 .ψ ba

(+): ứng với tiếp xúc ngoài
(-): Ứng với tiếp xúc trong
3

T1 .K Hβ

2
Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài:aw2 = Ka.(u1+1) [σ H ] .u1 .ψ ba

Tra bảng 6.5[1]=>Ka = 49,5 :hệ số phụ thuộc vào vật liêụ của cặp bănh và
loại răng.
Tra bảng 6.6[1]=>
bd

ba

= 0,2

= 0,5ba(u2+1)= 0,5.0,2.( 3,084 + 1) = 0,41

Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được KH = 1.05 :hệ số kể đến sự phân bố
không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.

T1:momen xoắn trên trục chủ động
T1 = 9,55.106.PI/nI = 21117 Nmm
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

 aw2 = 49,5.(3,084 + 1). 3

GVHD: Nguyễn Hộ

21117 .1,05
= 125,96 mm.
532 2.3,084.0,2

Chọn tiêu chuẩn aw1 = aw2 =126 mm
b. Xác định thông số ăn khớp:
Chọn m=(0,01…0,02)aw1 = (0,01…0,02).126 = 1,26…2,52 mm
Theo bảng 6.8[1] chọn m = 2,5 mm.
Chọn sơ bộ: β = 100 ,cos β = 0,9848
Số răng bánh nhỏ:z1=2aw1.cos β /[m.(u1+1)]=24,30 ⇒ Chọn z1 = 24
Số răng bánh lớn:z2 = u1.z1 = 3,084.28 =74,016=>lấy z2 = 74.
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:um = z2/z1 = 74/24 = 3,08
Tính góc β :cos β = [m.(u1+1)]/ (2.aw1) = [2,5.(74 + 24)]/(2.126) = 0,9722
0
0
⇒ β = 13,53 = 13 31’48”

c. Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:

Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truền .Ở
đây u cầu với độ ổn định và đơ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng
đến khả năng làm việt của bộ truyền. Nhờ vây mà ta có thể thay một vài thơng số
nếu cần thiết.

Ưng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:H=ZM.ZH.Z.

2T1 .K H .(u m + 1)
bw1 .u m .d w21

Trong đó:
ZM:hệsố cơ tính của vật liệu bánh răng.Tra bảng 6.5[1] => ZM=274Mpa1/3

ZH:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. ZH=

2. cos β b
sin 2α tw

Z:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng.
β b :góc nghiêng:tg β b = cos α t .tg β ,theo TCVN 1065-71 chọn α = 200
α t = α t w = arctg(tg α /cos β ) = 20,520 góc ăn khớp.

=> tg β b = cos α t .tg β = cos20,520.tg13,530 = 0,19=> β b = 12,700

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

Do đó:ZH =

Z=

1
εα

=

2. cos12,70 0
sin 2.20,52 0

GVHD: Nguyễn Hộ

= 1,72

1
0,79 =1,13

Trong đó:
εβ

:hệ số trùng khớp dọc với

εβ

= bw.sin β /( π .m)

bw = ψ ba .aw = 0,2.88 = 25,2
=>

εβ

= 25,2.sin13,530/(2,5. π ) =0,75

Hệ số ăn khớp ngang: ε α = [1,88 – 3,2.(

1
1
+
)].cos β
z1
z2

=> ε α = [1,88 – 3,2.(
Hệ số dịch chỉnh:

1
1
+
)].cos13,530 =1,66
24 74

x 1 = x2 = 0

Đường kính vòng lăn bánh:dw1 = 2.aw1/(um+1) = 2.126/(3,084+1) =61,76 mm
π .d w1 .n1
Vận tốc vòng:v = 60000 =

π.61,76.1420

60000

= 4,58 m/s

Tra bảng 6.13[1] => Chọn cấp chính xác 8 vì bánh răng trụ răng nghiêng
v < 10 m/s.Tra bảng 6.14[1] chọn K Hα = 1,13

ν

H

= δ H.g0.v.

aw
um

δ H hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1] δ H = 0,002

Hệ số ảnh hưởng sai lệch các bước răng :Tra bảng 6.16[1] =>g 0 = 56.
=>ν H = 0,002.56.4,58.

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành

126
= 3,28
3,08


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc:tra bảng 6.7[1]=>

K Hβ

=1,05

Hệ sốtải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:KHV =1+
=> KHV = 1 +

ν H .bw1 .d w1
2.T1 .K Hβ .K Hα

3,28.25,2.61,76
= 1,1
2.21117 .1,05.1,13

Hệ số khi tính tải trọng tiếp xúc:KH=

Ưng suất tiếp xúc: σ H

K Hβ .K HV .K Hα

= 1,05.1,1.1,13 = 1,3

2.T1 .K H .(u1 + 1)
(bw1 .u1 .d w21 ) ≤ σ H

= ZM.ZH. Z ε .
[ ]

=> σ H = 274.1,72.1,13.

2.21117 .1,2.(3,084 + 1)
= 433 MPa
25,2.3,084.61,76 2

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:[ σ H' ] = [σ H ] .ZV.ZR.KxH
Với v = 1,22 m/s cấp chính xác động học là 9,cấp chính xác tiếp xúc là
8,chọn

Ra= 2.5 độ nhám của bề mặt làm việc, ta có hệ số ảnh hưởng đến bề

mặt làm việc ZR=0,95 và da < 700 mm nên KxH = 1
Khi HB < 350 thì Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.3,190,1 = 0,95:hệ số ảnh hưởng đến
vận tốc vòng.
 [ σ H' ] = 532.0,95.0,95.1 = 480,13 MPa
'
So sánh: [ σ H ] > σ H ,do đó thỗ mãn độ bền tiếp xúc.

d. Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng.Ứng suất sinh ra tại chân răng không
vượt quá một giá trị cho phép.
σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1 .m

SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành

≤ [σF1]


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

σF2=

σ F 1 .YF 2

GVHD: Nguyễn Hộ

YF 1 ≤ [σF2]

Trong đó:
Yε:hệ số trùng khớp của răng:Yε = 1/εα = 1/1,66 = 0,602
Yβ:hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Yβ =1 - β 0 /140 = 0,66
KF=KFB.KFα.KFv hệ số tải trọng khi tính uốn.
KFB hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng,tra bảng 6.7[1]:KFB = 1,12
KFα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng,
KFα=1,37
KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp
ν .b .d
KFv=1+ F W W 1 2.T .K .K
1

Với

νF=δF.go.v.

Fβ

aw

Fα

u

m

Bảng 6.15[1]: δF = 0,006 và bảng 6.16[1]: go= 56
⇒ νF = 0,006.56.4,58. 126 3,084 = 9.88
⇒ KFv = 1 +

9,88.25,2.61,76
= 1,23
2.21117 .1,12.1,37

Do đó KF = 1,12.1,37.1,23 = 1,88
YF1,YF2 lần lượt hệ số dạng răng bánh1 và 2,phụ thuộc vào số răng tương
đương.
Số răng tương đương: ZV1 = z1/cos3 β = 25
Zv2 = z2 /cos3 β = 80
Tra bảng 6.18[1]: YF1 = 3,9
YF2 = 3,61 hệ số dịch chỉnh x = 0
2.21117 .1,88.0,602.0,66.3,9
=26 MPa

25,2.61,76.3
σ F 2 = 26. 3,61 3,9 = 24 MPa

Do đó: σ F 1 =

Ưng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và 2:
[ σ F' 1 ] = [ σ F 1 ].YR.YS.KxF
[ σ F' 2 ] = [ σ F 2 ].YR.YS.KxF
Trong đó:
YS độ nhạy vật liệu đối với tập trung Ứ.suất,YS=1,08–0,0695.lnm =1,003
YR = 1 hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng.
KxF hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn,do d a < 400 mm nên KxF
=1
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

Do đó: [ σ F' 1 ] = 267,4.1.1,003.1 = 268,2MPa
[ σ F' 2 ] = 262,3.1.1,004.1 = 263,1 MPa
Ta có:
σF1 = 26 MPa < [ σ F' 1 ] = 268,5 Mpa
σF2 = 24 MPa < [ σ F' 2 ] = 263,3 Mpa
Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn.
e. Kiểm nghiệm quá tải:
Khi mở máy hay hãm … bánh răng có thể bị quá tải do đó cần kiểm nghiệm
quá tải để tránh biến dạng dư hoặc biến dạng lớp bề mặt, ứng suất cực đại σMax

không vượt quá một giá trị cho phép:
Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,6
T: momen xoắn danh nghia
Tmax: momen xoắn quá tải
σHmax = σH.

K qt

<[σH]max ⇒ σHmax = 433. 1,6 = 547,7 Mpa

[σH]max = 2,8.σch1 = 1624 Mpa => σHmax < [σH]max
Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tỉnh bề mặt llượng chân răng.Ứng
suất cực đai σFmax = σF.Kqt < [σF]max
σF1max = σF1.Kqt = 26.1,6 = 41,6 Mpa
σF2max = σF2.Kqt = 24.1,6 = 38,4 Mpa
[σF1]max = 464 Mpa
[σF2]max = 464 Mpa
=>[σF1]max > σF1max
[σF2]max > σF2max
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành


ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

GVHD: Nguyễn Hộ

⇒ Vậy cấp nhanh bánh răng bảo đảm về khả năng quá tải.

g. Các thông số của bộ truyền bộ truyền cấp nhanh:

Khoảng cách trục: aw1 = 200 mm.

Tỷ số truyền: u1 = 3,52

Chiều rộng vành răng: bw1 = 25,2 mm.
Số răng bánh răng: z1 = 24 ; z2 = 74.

Môđun: m = 3
Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0 mm.

Góc nghiêng của răng: β = 13,530
Đường kính vịng chia: d1 = 145,94mm; d2 = 363,99 mm.
Đường kính đỉnh răng: da1 =154,22 mm; da2 =373,02mm.
Đường kính đáy răng : df1 = 133,94 mm; df2 = 352mm.

II.3. Thiết kế Trục – Then – Khớp nối:

II.3.1. Thiết kế Trục – Then:
A. Thiết kế trục :
1. Chọn vật liệu:Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 , có σb = 750 Mpa , ứng
suất xoắn cho phép [ τ ] = 10...30 MPa.
2.Tính sơ bộ đường kính trục :
d≥

3

Tk
(mm)
( 0,2.[τ ] )

Trong đó:
Tk mơ men xoắn trục k,với k = 1…3
Chọn đường kính sơ bộ các trục:dI = 20 mm, dII = 35 mm, dIII = 45 mm.
3. Xác định sơ bộ bề rộng ổ:
Tra bảng 10.2[1] chiều rộng ổ lăn b0 :
dI = 20 mm

⇒

B0I = 15 mm

dII = 35 mm

⇒

B0II = 19 mm

dIII = 45 mm

⇒

B0III = 25 mm

4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :
SVTH: Phan Đình Quang
:Nguyễn Đức Thành