Thiết kế hệ dẫn động xích tải (hộp giảm tốc khai triển) đồ án chi tiết máy

BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ GIAO THÔNG VẬN TẢI
KHOA CÔNG NGHỆ THÔNG TIN

ĐỒ ÁN

CHI TIẾT MÁY
Đề tài: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Họ và tên sinh viên

:

Lớp

:

Mã Sinh Viên

:

Giảng viên hướng dẫn

:

Hà nội, năm 2020


GVHD:

Xin chân thành cảm ơn !

Giảng viên hướng dẫn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CNGTVT
KHOA CƠ KHÍ

Hà Nội, ngày tháng 12 năm 2020
Sinh viên thực hiện

CỘNG HOÀ XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
Độc lập - Tự do - Hạnh phúc
---------------------------

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải như hình sau:

SVTH:

Page 2


GVHD:

1
– Động cơ điện; 2- nối trục đàn hồi; 3 – Hộp giảm tốc; 4 – bộ truyền xích; 5 –
xích tải

Số liệu thiết kế :
Tmm =1,4 (h)

(h)

(h)

+ Lực kéo xích tải :F = 7600 N;
+ Vận tốc xích tải : v = 0,75 m/s;
+ Số răng đĩa xích tải: z = 9
+ Bước xích tải: p = 125(mm);
+ Thời gian phục vụ : = 21000 (h);
+ Số ca làm việc: 1
SVTH:

Page 3


GVHD:
+ Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngồi: = 30’
+ Đặc tính làm việc: êm va đập nhẹ, va đập vừa.

CHƯƠNG I
TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1. Chọn động cơ điện
1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ.
a. Động cơ điện một chiều.
- Kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp và hệ thống động cơ – máy phát
cho phép thay đổi trị số của mô men và vận tốc góc trong một phạm vi rộng đảm
bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trong các
thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thì nghiệm v..v..
b. Động cơ điện xoay chiều.
- Động cơ ba pha gồm hai loại: Động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba pha
không đồng bộ. (Động cơ ba pha khơng đồng bộ lại gồm có kiểu rơto dây cuốn

và kiểu rơto lồng sóc)
- Với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn động băng tải, xích tải,... dùng với các hộp
giảm tốc) nên sử dụng loại động cơ điện xoay chiều ba pha rơto lồng sóc.
1.1.2. Xác định công suất động cơ
Công suất trên trục động cơ điện là và được tính theo cơng thức:
Trong đó : - công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
- là cơng suất tính tốn trên trục máy cơng tác ( kW)
- là hiệu suất truyền động của toàn bộ hệ thống
a. Tính tốn
- Trường hợp tải trọng khơng đổi :
- Trường hợp tải trọng thay đổi :
Trong đó: – Cơng suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục
máy công tác (kW) ;
– Công suất tác dụng trong thời gian .
Theo chế độ tải có :
Mà vận tốc góc khơng đổi P tỷ lệ với T (Momen quay)
SVTH:

Page 4


GVHD:
Thay số ta có :

b. Tính hiệu suất truyền động
Dựa vào bảng 2.3 trang 19. Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn:
+ Hiệu suất của bộ truyền xích : 0,96;
+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) : 0,97;
+ Hiệu suất của cặp ổ lăn : 0,99;
+ Hiệu suất của khớp nối trục : 1;

Vậy ta tính được hiệu suất của tồn bộ hệ thống theo công thức :

1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
Tỉ số truyền tồn bộ của tồn bộ hệ thống được tính theo cơng thức:
Trong đó: (Dựa vào bảng 2.4 tr21)
+ tỉ số truyền của truyền động xích và ta chọn ;
+ tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và ta chọn ;
Gọi là số vòng quay của trục máy cơng tác được tính theo cơng thức :
(vịng/phút)
Trong đó:
v – vận tốc băng tải hoặc xích tải (m/s);
Z – số răng đĩa xích tải;
t – bước xích của xích tải (mm)

(vịng/phút).
Vậy số vịng quay sơ bộ của động cơ là :
vòng/phút);
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ (vòng/phút).
1.1.4. Chọn động cơ thực tế
Động cơ được chọn phải có cơng suất và số vịng quay thỏa mãn đồng thời
các điều kiện:
SVTH:

Page 5


GVHD:

Dựa vào bảng P1.3 các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với và (vòng/phút)
ta dùng động cơ 4A132S4Y3 có các thơng số:

Cơng suất
(kW)
7,5

Vận tốc quay
(vịng/phút)
1455

cos
0,86

87,5

2,2

2,0

Ta thấy: P = 7,5 > P ⇒ Thỏa mãn.
1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng lực ỳ của
hệ thống. Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo:
Trong đó : Cơng suất mở máy của động cơ (kW);
momen khởi động và momen danh nghĩa của động cơ;
+ công suất cản ban đầu trên trục động cơ;
= 0,88 .5,59= 4,92 (kW)
Từ đó, ta thấy động cơ trên thỏa mãn điều kiện mở máy
b. Kiểm tra điều kiện quá tải của động cơ

1.2. Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo cơng thức :
Trong đó: – số vịng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút);

– số vòng quay của trục máy cơng tác (vịng/phút);
1.2.1.Tỷ số truyền các bộ truyền ngồi hộp giảm tốc
- Chọn tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bảng
1.2.2.Tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc.
- Tính tỷ số truyền cấp nhanh ( và tỷ số truyền cấp chậm
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc được tính theo cơng thức:
11,54
- Với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ :

SVTH:

Page 6

2.4 tr21)


GVHD:
- Đối với hộp giảm tốc khai triển ta có:
Suy ra :
Tính lại theo :

1.3. Tính tốn các thơng số trên trục
1.3.1.Tính cơng suất trên các trục
(kW)
5,46 (kW)

(kW)

(kW)
1.3.2.Số vịng quay các trục,
1455 (vịng/phút).
(vịng/phút).
391,13 (vịng/phút).
= 126,17 (vịng/phút).
1.3.3.Tính momen xoắn T ở các trục
Ta có : 6. (với i = 1 ; 2 ; 3)

Do đó ta tính được:
6

.= 49226,8 (Nmm).

6

. 38725,09 (Nmm).
6
. 138929,51(Nmm).

. 413275,74 (Nmm).
6
. 1249488,14(Nmm).
6

ĐỘNG
CƠ
Thông
số P
Công suất

(kW)
Tỷ số truyền
u
SVTH:

1

1

3,72
Page 7

2

3

Công tác

5,69

5,46

5,24

3,1

3,15


GVHD:

Số vịng quay
n (vịng/phút)

1455

1455

391,13

126,17

Mơmen xoắn
49226,8 38725,09 138929,51 413275,74 1249488,14
T (Nmm)
1.3.4.Lập bảng kết quả

Bảng thông số
Trục

CHƯƠNG II
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
Sơ đồ bộ truyền xích:
+ Đĩa xích dẫn 1, có
đường kính tính tốn là
d1, lắp trên trục I, quay
với số vịng quay n1,
cơng suất truyền động
P1, mo men xoắn trên
trục T1
+ Đĩa xích bị dẫn 2, có

đường kính d2, được
lắp trên trục bị dẫn II,
quay với số vòng quay
n2, công suất truyền
động P2, mô men xoắn
trên trục T2
+ Dây xích 3 là khâu
trung gian, mắc vịng
qua hai đĩa xích

SVTH:

Page 8


GVHD:

2.1. Thiết kế bộ truyền xích
2.1.1. Chọn loại xích và tiết diện xích
Chọn xích con lăn:

Chọn xích con lăn do độ bền mịn cao, chế tạo khơng phức tạp, được
sử dụng rộng rãi.
2.1.2. Xác định các thông số bộ truyền
a. chọn số răng đĩa xích nhỏ, đĩa xích to ( z1 và z2)
Chọn z1 theo bảng 5.4 – Tr 80 [1], theo tỉ số truyền:
Ta chọn z1 =25
Từ số răng đĩa xích nhỏ tính ra số răng đĩa xích lớn z2 :
=u
b. Tính tốn các hệ số điều kiện sử dụng xích theo cơng thức:

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mịn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:
Trong đó:
lần lượt là cơng suất tính tốn, cơng suất cần truyền và công suất cho phép,
kW;
= 1 – hệ số bánh răng;
– hệ số số vòng quay;
k được tính từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 với:
– hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ số truyền: đường nối tâm so với đường nằm
ngang = 30’ =>
– hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích: bộ truyền đặt nằm ngang, có
khoảng cách trục a = (30 – 50)p =>

SVTH:

Page 9


GVHD:
– hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: bộ truyền có thể điều
chỉnh được lực căng xích =>
– hệ số kể đến ảnh hưởng của bơi trơn: bộ truyền xích nằm ngồi mơi trường
(có bụi) =>
– hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng: đặc tính làm việc là va đập
vừa =>
– hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: làm việc 1 ca =>
Vậy k = 1,56 =>
Ta chọn cơng suất cho phép [P] của xích con lăn = 19,3 kW
Dựa vào công suất cho phép ta xác định được bước xích p = 31,75 mm <
Kết hợp bảng 5.2 ta chọn xích con lăn loại 1 dãy có các thơng số :
Bước

Kích thước (mm)
Tải trọng
xích
phá hỏng
p(mm)
Q, kN
B

31,75

27,46

9,55

h
không
lớn hơn
30,2

19,05

b không
lớn hơn
46

88,5

2.1.3. Khoảng cách trục và số mắt xích
Khoảng cách trục a = 40p = 40.31,75 = 1270 (mm);
Theo (5.12) số mắt xích

x = 2a/p + 0,5( + ) + p/(4a)
= 2.40 + 0,5(25 + 79) + .31,75/(4.1270) = 133,8
Lấy số mắt xích chẵn = 134, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13):

0,25. p  X c − 0,5( Z 2 + Z 1 ) +


a*=

SVTH:

[ X c − 0,5( Z1 + Z 2 ) ]

Page 10

Khối lượng
1mét xích
,kg

2

 Z − Z1 
− 2. 2

 π


2







3,8


GVHD:
Để xích khơng chịu lực căng q lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng:
∆a = 0,003. a* = 0,003. 1272=3,816 (mm)
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a*- ∆a= 1272– 3,816 =1268 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo cơng thức (5.14):
i = imax=25 (bảng 5.9 theo tài liệu tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

2.1.4 Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va
đập khi vận hành)
Q
Theo công thức (5.15) : S = k d .Ft + F0 + Fv ≥ [S]

Trong đó:
Theo bảng ( 5.2) theo tài liệu tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, ta có: Q =
88500 N ; q1 = 3,8 kg
Hệ số tải trọng động: Kđ = 1,2
Ft –lực vòng ;

v=

Z1 p.n1
60000

= 25.31,75.126,17/60000=1,67(m/s)

Ft =1000P/v = 1000.5,46/1,67 = 3269,46 (N)
Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q1.v2= 3,8. 1,672 = 10,6 (N)
SVTH:

Page 11


GVHD:
F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F0 = 9,81.kf.q1.a = 9,81.4.3,8.1,268 = 189,1 (N)
(hệ số võng : kf = 4 do bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc < 40 (trang 85 tài liệu
tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí)).
Do đó

=> s >[s] = 8,5 (theo bảng 5.10 tài liệu tính tốn thiết kế hệ dẫn đọng cơ

khí)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
2.1.5.Xác định các thơng số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục
Theo công thức ( 5.17 ) ,
Đường kính vịng chia:
d1 = =
d2 = =
Đường kính vịng đỉnh đĩa xích:
da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =31,75.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 267,2 (mm)
da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 31,75.[ 0,5 + cotg(180/79)] = 813,85 (mm)
Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.19,05+ 0,05 = 9,62 (mm)

Với dl = 19,05 (mm) ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vịng chân đĩa xích:
df1 = d1- 2r = 253,32 – 2.9,62 = 234,08(mm)
df2 = d2- 2r =798,61 - 2.9,62 = 779,37 (mm)
-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
Theo cơng thức (5.18) :
SVTH:

Page 12


GVHD:
σ

H1

= 0,47 ≤[σH ]

Trong đó:
[σH ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép (Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ
đạt được độ rắn HB=210 ta có [σH]=600Mpa )
Lực va đập : Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.126,17.31,753.1 = 5,25 (N)
(ct 5.19)
Hệ số tải trọng động : Kđ=1,2(bảng 5.6)
Hệ số phân bố tải trọng không đều trên các dãy kd=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,42 (vì Z1 =25)
Diện tích bản lề : A = 262 mm2 (tra bảng (5.12)với p=31,75 mm, xích ống
con lăn một dãy)
Mơ dun đàn hồi: E = 2E1E2/(E1+E2) = 2,1.105(Mpa ) do E1=E2=2,1.105 , cả 2
đĩa xích đều làm bằng thép.

=> = 540,5 (Mpa)
⇒ σH1<[σH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tương tự, σH2<[σH] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện)
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc
Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):Fr = kx.Ft;
Trong đó:
kx:hệ số xét đến tải trọng của xích
kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang, nghiêng 1 góc < 40 ;
Fr = 1,15.3269,46= 3759.88 (N).
SVTH:

Page 13


GVHD:

SVTH:

Page 14


Bảng thơng số bộ truyền xích.
GVHD:

Thơng ký số

Kí hiệu

Giá trị

loại xích

-----------------

Xích ống con lăn

bước xích

p

31,75 mm

số mắt xích

x

134

chiều dài xích

L

khoảng cách trục

a

1268 mm

số răng đĩa xích nhỏ

Z1

25

số răng đĩa xích lớn

Z2

79

vật liệu đĩa xích

--------------------

đường kính vịng chia đĩa xích nhỏ

d1

253,32 mm

đường kính vịng chia đĩa xích lớn

d2

798,61 mm

đường kính vịng đỉnh đĩa xích nhỏ

da1

267,2 mm

đường kính vịng đỉnh đĩa xích lớn

da2

813,85 mm

bán kính đáy

r

9,62 mm

đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df1

234,08 mm

đường kính chân răng đĩa xích lớn

df2

779,37 mm

lực tác dụng lên trục

Fr

3759.88 N

Thép C45 (tôi cải
thiện)

CHƯƠNG III:
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC.

SVTH:

Page 15


GVHD:
3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng)
3.1.1 Chọn vật liệu
Ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau, cụ thể:
Theo bảng 6.1[1] chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 tơi cải thiện.
Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σ b1=850 (Mpa) và giới hạn chảy
σch1=580 (Mpa)
Bánh lớn có độ rắn HB 192…240 có giới hạn bền σ b2=750 (Mpa) và giới hạn chảy
σch2=450 (Mpa)
3.1.2 Xác định ứng suất cho phép.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [] và ứng suất uốn cho phép [] được xác định
theo công thức :
[] = . ...
[] = . ...

Trong đó: +) và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở, trị số của chung tra bảng 6.2 (tr 94 tập1)
= 2HB + 70 , = 1,1
= 1,8HB , = 1,75
Suy ra: = 2.245 + 70 = 560 (MPa);
= 1,8.245 = 441 (MPa);
= 2.230 + 70 = 530 (MPa);
= 1,8.230 = 414 (MPa);
+) – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ;
+) – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc ;
+) – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
+) – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
+) – hế số xét đến độ nhậy vật liệu đối với tập trung ứng suất;
+) – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến đọ bền uốn;
+) – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay
một chiều);
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ..= 1 và .. =1, do đó cơng thức trở thành :
[] = .
[] = .
SVTH:

Page 16


GVHD:
Trong đó:
+) , – hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn;
+) , - hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, được xác định cơng thức:
=

=
Ta có:
+) , – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;
== 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350
+) –số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc với:
= 30
⇒= 30= 30. = 1,6.107
⇒ = 30= 30. = 1,39.107
+) – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, = 4.
+) , – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
- Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi
= 60c. .
= 60c. .
Trong đó:
+) c = 1 – là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
+) – số vòng quay của bánh răng trong một phút;
+) – mô men xoắn ở chế độ thứ i;
+) – mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
+) – tổng số giờ làm việc của bánh răng = 21000;
Ta có:
= 1455 (vịng/phút);
= 391,13 (vịng/phút)
Suy ra (theo trang 127):
= 60.1.. 21000. ( 13. 0,5+ 0,83 .0,4+ T3 ?) = 129,21.107
= 60.1.. 21000. ( 13. 0,5+ 0,83 .0,4+ T3 ?) =34,73.
= 60.1.. 21000. ( 16. 0,5+ 0,86 .0,4+ T3 ?) = 110,89.107
= 60.1.. 21000. ( 16. 0,5+ 0,86 .0,4+ T3 ?) =29,81.
Ta có : +) ˃thì lấy = để tính, do đó = 1;
SVTH:

Page 17


GVHD:
+) ˃ thì lấy = để tính, do đó = 1;
+) ˃thì lấy = để tính, do đó = 1;
+) ˃ thì lấy = để tính, do đó = 1;
Vậy ta có: [] = .⇒ [] = .1 = 509 (MPa).
[] = .⇒ [] = .1.1 = 252 (MPa).
[] = .⇒ [] = .1 = 481,8 (MPa).
[] = .⇒ [] = .1.1 = 236,5 (MPa).
⇒ [] = = = 495,4 (MPa)
Với bộ truyền bánh răng cấp nhanh nên sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng thì đảm bảo điều kiện :[] ≤ 1,25. = 1,25.481,8 = 602,25 (MPa)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
+) Với bánh răng thường hóa, tơi cải thiện hoặc tơi cải thể tích
= 2,8.
⇒ = 2,8.= 2,8.580 = 1624 (MPa).
⇒ = 2,8.= 2,8.450 = 1260 (MPa).
+) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (HB ≤ 350)
= 0,8.
⇒ = 0,8.= 0,8.580 = 464 (MPa).
⇒ = 0,8.= 0,8.450 = 360 (MPa).
3.1.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo (6.15a):
= .(± 1)
Trong đó:
+) – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng;
= 43(MP),

+) – Momen xoắn trên trục bánh chủ động, = 38725,09 (Nm)
+) – Tỉ số truyền (= 3,72)
+) = – Hệ số, trong đó là chiều rộng bánh răng.
Tra bảng 6.6-tr97_[1] : = 0,3
Ta có : = 0,5.. ( + 1) ⇒ = 0,5.0,3.(3,72 + 1) = 0,7
+) – hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.
Tra bảng 6.7 ⇒ =1,07 (sơ đồ 3)
=43.(3,72 + 1) = 108,15 (mm)
Chọn = 109 (mm)
b) Xác định thông số ăn khớp
- Xác định modun:
SVTH:

Page 18


GVHD:
m = (0,01 ÷ 0,02). m = (0,01 ÷ 0,02).109 = (1,09 ÷ 2,18) (mm) chọn m = 1,5
- Xác định số răng và góc nghiêng β (trang102):
+) Chọn sơ bộ: β =
- Số răng bánh nhỏ: = = = 28,7 (răng)
chọn = 29
+) Số răng bánh lớn : = u.= 3,72.29 = 107,88 (răng)
chọn = 109 (răng)
Do đó tỉ số truyền thực là: = = = 3,76
+)Ta tính lại: = = =
β =18,19 = 180 11’

0,95

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
σ H = Z M Z H Z ε 2T1 K H (um + 1) / (bw1um d w21 )

Trong đó :
+) ZM –Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1] ta có ZM=274 (Mpa)1/3
+)Theo 6.35:
tg

βb

βb

αt

= cos

αt

.tg

β

;

theo TCVN 1065-71 chọn

:Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

=

αt

α

w

β

= arctg.(tg /cos ) = arctg = 20,96

αt là góc profin răng
SVTH:

Page 19

α

= 200


GVHD:
αt
w

góc ăn khớp

=> tgβb= cos(20,96).tg(18,19) = 0,31 =>

βb

= 17,22 = 17o13’

Do đó theo (6.34): zH = = = 1,69
+) ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Theo 6.37

εβ
+)

:Hệ số trùng khớp dọc:

εβ

= = = 2,17 > 1

+) bω :Chiều rộng vành răng
bω1 = ψba.aω1

(trang 108)

= 0,3.109 = 32,7

Theo 6.38b ta có:
Hệ số ăn khớp ngang:
εα

εα


= [1.88 – 3.2x(

1
z1

+

1
z2

)].cos

= [1,88 – 3,2()].0,95 = 1,65

Theo 6.38:

Zε =
SVTH:

1
εα

= = 0,78
Page 20

β


GVHD:

+) : Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng .
+) Hệ số dịch chỉnh:

x1 = x2 = 0,5

(trang 103-c)

+) dω1 đường kính vịng lăn bánh nhỏ.
dW1 =

= = 45,8 (mm)

+>) dω2 đường kính vịng lăn bánh lớn
dW2= dW1 .um=45,8. 3,76= 172,2 (mm)
+) Theo (6.40) Vận tốc vành răng là :
v = = = 3,49 (m/s)
Với v = 3,49 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9.
Thì: KHα = 1,16
Theo 6.42:
=
Theo bảng 6.15 :

δ
H

= 0.002

Theo bảng 6.16: g0= 73

= 0,002 .73. 3,49. = 2,73
KHV = 1+
+) KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo 6.41 và bảng 6.14 ta có: KHβ tra bảng 6.7
+) KHβ =1,07
Theo bảng 6.14 ta có: KHα=1,16
SVTH:

Page 21


GVHD:
+) dω1 Đường kính vịng lăn bánh nhỏ.
+) bω Chiều rộng vành răng
KHV = 1+ = 1+ = 1,04
Theo 6.39 :
KH= KHβKHαKHv= 1,07.1,16.1,04 =1,29
+)

KHβ

: là hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng

K Hα

+)
: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33):

σ H = Z M .Z H .Zε .

2.T1.K H .(u + 1)
≤ [σ H ].
bw .ut .d w1 2

= 274. 1,69. 0,78 = 490,47 MPa
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo (6.1) với v= 3,49 (m/s) và HB < 350, Z v=0,85v0,1=0,96 với cấp chính
xác động học là 9 do đó cần gia công đạt độ nhám R a
ZR=0,95; với da<700mm, KxH=1 do đó theo 6.1 và 6.1a:

[σH ] [σH ]
=

≤

2,5...1,25µm do đó

.Zv.ZR.KxH = 495,4.0,96.0,95.1= 451,8 (Mpa)

Ta thấy: > do đó cần tăng thêm khoảng cách trục aw và tiến hành kiểm nghiệm lại.
Kết quả được:
aw = 135 mm; = 440,71 MPa <
SVTH:

Page 22

[σH ]

= 451,8 (Mpa)


GVHD:
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Điều kiện bền uốn cho răng theo (6.43): =
Trong đó:
+) = – mô men xoắn trên bánh chủ động ;
+) m = 1,5 - mô đun pháp;
+) = 32,7 mm – chiều rộng vành răng;
+) = 45,8 mm – đường kính vịng lăn của bánh răng chủ động;
+) , – hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, ta có:
= = = 33,82

= = = 127,13
+) Theo bảng 6.18 ta có: = 3,4 và = 3,52
+) = = = 0,61 - hệ số kể đến sự trùng hợp của răng, (với = 1,65);
+) = 1 – () = 1 – () = 0,87
+) –hệ số tải trọng khi tính về uốn,
với = .. = 1,1.1,37.1,07 = 1,6
Trong đó: = 1,17 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành
răng (theo bảng 6.7); = 1,4– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp (theo bảng 6.14); = 1,14 – hệ số kể đến tải trọng động
xuất hiện trong vùng ăn khớp, (tra bảng P2.3 phụ lục);
⇒ = = = 99,53 Mpa
= = = 103,04 (MPa);
Theo 6.2 và 6.2a :
= ... = 252.1.1,022.1 = 257,5 MPa
Tương tự: = 241,7 MPa
Ta thấy: = 99,53 (MPa) <= 257,5 (MPa)

= 103,04 (MPa) <= 241,7 (MPa)
⇒ Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
- Theo (6.48) với: = . = 451,8. = 534,58 (MPa);
SVTH:

Page 23


GVHD:
Trong đó: = = 1,4 (đề bài)
Ta thấy: = 534,58 MPa < = 1624 MPa (theo 6.48)
- Theo (6.49)
= . =99,53.1,4 = 139,34 (MPa) < = 464 (MPa);
= . =103,04.1,4 = 144,26 (MPa) < = 360 (MPa).
g) Các thông số và kích thước bộ truyền
Theo cơng thức bảng 6.11 tính tốn :
- Đường kính vịng chia:
d1= mZ1 / cosβ = = 45,79 mm
d2 = mZ2 / cosβ = = 172,1 mm
- Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1+2m = 45,79 + 2 .1,5 = 48,79 mm
da2 = d2+2m = 172,1 + 2 .1,5 = 175,1 mm
- Đường kính đáy răng:
df1 = d1 –2,5m = 45,79 – 2,5 .1,5 = 42,04 mm
df2 = d2 –2,5m = 172,1 – 2,5 .1,5 = 168,35 mm

*Bảng thơng số bộ truyền bánh răng
TT

Thơng số

Kí hiệu

1

Khoảng cách trục

2

Tỷ số truyền

3

Chiều rộng vành răng

4

Mơ đun pháp

m

5

Góc nghiêng răng

β

SVTH:

Giá trị
109 mm

um

3,76
32,7 mm

Page 24

1,5


GVHD:

Z

= 29
= 109

6

Số răng

7

Đường kính vịng lăn

8

Đường kính vịng chia

= 45,79 mm
= 172,1 mm

9

Đường kính đỉnh răng

= 48,79 mm
= 175,1 mm

10

Đường kính đáy răng

= 42,04 mm
= 168,35 mm

11

Góc profin gốc

12

Góc profin răng

=

13

Góc profin ăn khớp

=

14

Hệ số dịch chỉnh

x1 = 0,5
x2 = 0,5

15

Hệ số trùng khớp dọc

i

α

xi

= 45,8 mm
= 172,2 mm

α=

1,65

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng

nghiêng)
3.2.1 Chọn vật liệu
Tương tự như ở cấp nhanh ta có:
- vật liệu 2 bánh là thép tơi cải thiện với:
Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σ b1=850 (Mpa) và giới hạn chảy
σch1=580 (Mpa)
Bánh lớn có độ rắn HB 192…240 có giới hạn bền σ b2=750 (Mpa) và giới hạn chảy
σch2=450 (Mpa)
3.2.2 Xác định ứng suất cho phép
SVTH:

Page 25