Thiết kế hệ dẫn động thùng trộn

ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

3


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

LỜI NĨI ĐẦU:
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí.
Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại.
Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan
trọng trong cơng cuộc hiện đại hố đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt
lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối
với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói
nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ
thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm
tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như
Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí..., và giúp sinh viên có cái nhìn tổng
quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà
cơng việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ
lăn,…Thêm vào đó, trong q trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn
thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy ThS.Nguyễn Văn Thạnh, các thầy cô và các bạn

khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong q trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức cịn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều khơng thể tránh khỏi, em rất
mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn
Sinh viên thực hiện:
Trần Thế Phương

SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

4


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

MỤC LỤC

Mục lục ............................................................................................................2
Lời nói đầu ........................................................................................................3
Đề tài thiết kế ....................................................................................................4
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN...................5
I.1 Chọn động cơ...............................................................................................5
I.2 Phân phối tỷ số truyền..................................................................................6
PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.......................................8
II.1 Thiết kế bộ truyền đai thang.......................................................................8
II.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng....................................................................13
II.3 Thiết kế trục..............................................................................................31
II.4 Tính tốn chọn ổ.......................................................................................47
II.5 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ..........................................................................52
II.6 Các chi tiết phụ ........................................................................................54

II.7 Bảng dung sai lắp ghép ...........................................................................57
Tài liệu tham khảo ..........................................................................................59

SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

5


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

PHẦN I:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN:
1. Xác định cơng suất động cơ:
Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có cơng suất động cơ:

Ptd = Pt .

n

Ti

i =1

max
n

∑ (T

) 2 .ti

∑t
i =1

i

12.15 + 0,9 2.36
15 + 36
= 7, 444 KW
= 8.

Hiệu suất chung của hệ thống:
ηc = ηd .ηbrn .ηbrt .ηol4 .ηkn

Từ bảng 3.3 trang 89 tài liệu [1] ta có:
*/Hiệu suất bộ truyền đai:

ηđ

= 0,96

*/Hiệu suất một cặp bánh răng trụ răng nghiêng:

ηbrn = 0,99

*/Hiệu suất một cặp bánh răng trụ răng thẳng:

ηbrt = 0,97

*/Hiệu suất một cặp ổ lăn :

ηol = 0,99

*/Hiệu suất khớp nối

ηkn = 0,99

*/Hiệu suất một cặp ổ lăn :

ηol = 0,99

=> ηc = 0, 96.0, 99.0, 97.0, 994.0, 99 = 0,8767
Công suất cần thiết trên trục động cơ điện:
Pct =

Ptd
7, 444
=
= 8, 491( KW )
ηc 0,8767

2. Chọn động cơ:
Chọn số vòng quay đồng bộ nđb = 1500 v/p
Chọn động cơ DK62-4 có P = 10KW , n=1460 v/p
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

6

ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

II.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
1. Tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của cả hệ thống:
u∑ =

ndc 1460
=
= 29, 2
nt
50

Từ bảng 3.1 trang 43 tài liệu [1] ta chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc và từng cấp như
sau:
Uh = 10

với

uI = 4,76
uII = 2,1



Tỷ số truyền của bộ truyền đai là :
ud =

u∑ 29, 2
=
= 2,92
uh
10

2. Cơng suất,moment và số vịng quay trên các trục:
Công suất:
Pdc = 8, 491( KW )
PI = Pdc .ηol .ηkn = 8, 491.0,99.0,99 = 8,322 ( KW )
PII = PI .ηol .ηbrt = 8,322.0,99.0,97 = 7,9916 ( KW )
PIII = PII .ηol .ηbrn = 7,9916.0,99.0,99 = 7,8326 ( KW )

Số vòng quay:
ndc = 1460 ( v / p )
nI =

ndc 1460
=
= 500( v / p )
ud
2, 92

nII =

nI
500
=
= 105, 04( v / p )
uI 4, 76

nIII =

nII 105, 04
=
= 50 ( v / p )
uII
2,1

Moment:

SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

7


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

PHẦN II:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

II.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG:
Số liệu:
Cơng suất: Pct = 8,491 KW
Số vịng quay: nđc =1460 v/p
Tỷ số truyền: ud = 2,92
Điều kiện làm việc:quay một chiều ,làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
TÍNH TỐN THIẾT KẾ:

1.Chọn loại đai :
Theo hình 4.1 trang 59 [1] với P = và n = 1460 v/p ta chọn đai loại B
Từ bảng 4.3 trang 128 [3] ta có các thơng số của đai loại B là:
bp = 14 mm
bo = 17 mm
h = 10,5 mm
d = 140 – 280 mm
l = 800 – 6300 mm
A = 138 mm2
2. Đường kính bánh đai nhỏ:
d1 = 1,2dmin = 1,2.140 = 168 (mm)
Theo tiêu chuẩn (trang 148 [3]) ta chọn :
d1 = 180 mm
3.Vận tốc đai:
v1 =

π d1n1 π .180.1460
=
= 13, 76 (m / s)
60000
60000

4.Đường kính bánh đai lớn:
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

8


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

d 2 = ud1 .(1 − ε ) = 2,92.180.(1 − 0, 02) = 515, 088 mm

Với ε = 0,02 : hệ số trượt tương đối
Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 560 mm
5.Tỷ số truyền:
u=

d2
560
=
= 3, 0
d1 (1 − ε ) 180.(1 − 0, 02)

Sai lệch so với trước: 2,05%
6.Khoảng cách trục:
2(d1 + d 2 ) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d 2 ) + h
⇒ 2.(180 + 560) ≥ a ≥ 0,55.(180 + 560) + 10,5
⇒
1480 ≥ a ≥ 417,5

Theo bảng 4.14 trang 60 [1]ta chọn a/d2 = 1
=> a =560 mm
7.Chiều dài đai:
π (d1 + d 2 ) (d1 − d 2 ) 2
+
2
4a
π .(180 + 560) (560 − 180)

= 2.560 +
+
2
4.560
= 2346,8536 (mm)

L = 2a +

Theo bảng 4.13 trang 59 [1] Chọn L = 2500mm
8.Số vòng chạy của đai trong 1s:
i=

v 13, 76
=
= 5,504 s −1 < [i] = 10 s −1
L
2,5

Điều kiện được thỏa
9.Tính lại khoảng cách trục a:
a=

k + k 2 − 8∆ 2
4

Với

SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

9

ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

π .(d1 + d 2 )
π .(560 + 180)
= 2500 −
2
2
= 1337, 61(mm)
d − d 560 − 180
∆= 2 1 =
= 190 ( mm )
2
2
k = L−

1337, 6 + 1337, 62 − 8.1902
4
= 640, 6 ( mm)

⇒a =

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép
10.Góc ơm α1 trên bánh đai nhỏ:
α1 = 180 − 57

( d 2 − d1 )

a

= 180 − 57

( 560 − 180 )
640, 6

= 146,188 ; 2,55 rad
o

11.Số dây đai Z:
Z≥

P1
[ Po ].Cα .Cu .CL .CZ .Cr .Cv

Với:


Hệ số xét ảnh hưởng góc ơm đai:
α1

Cα = 1, 24.(1 − e110 ) = 0,91



Hệ số xét ảnh hưởng vận tốc:
Cv = 1 − 0, 05. ( 0, 01.v 2 − 1) = 1 − 0, 05. ( 0, 01.13, 76 2 − 1) = 0,955



Hệ số xét ảnh hưởng tỷ số truyền:
Cu = 1,14



vì u = 2,92 > 2,5

Hệ số xét ảnh hưởng số dây đai:
CZ = 1



Hệ số xét ảnh hưởng chế độ tải trọng:

SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

10


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

Cr =0,85 (bảng 4.8 trang 148 [3] tải va đập nhẹ)
Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai:



CL =

6

L 6 2500
=
= 1, 0185
LO
2240



Pct = 8,491



Po = 4,61 KW ( bảng 4.19 trang 62 [1])

Ta có:
Z≥

8, 491
= 2,15
4, 61.0,91.1,14.1, 0185.1.0,85.0,955

Chọn : Z = 3 đai
12.Chiều rộng bánh đai:
B = ( z − 1) .e + 2 f

Theo bảng 4.4 trang 130 [3] ta có :
f = 12,5 ; b = 4,2 ; e = 19

Ta có : B = ( 3 − 1) .19 + 2.12,5 = 63 ( mm )
13.Đường kính ngồi bánh đai nhỏ
da1 = d1 + 2b = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm)
14. Đường kính ngồi bánh đai lớn:
da2 = d2 + 2b = 560 + 2.4,2 = 568,4 (mm)
15.Lực căng ban đầu:
Fo =

780.P1.K d
+ Fv
v.Cα .z

Với :
Fv = qm.v2
Theo bảng 4.22 trang 64 [1] : qm =0,178 kg/m


Fv = 0,178.13,762 = 33,7 (N)

Theo bảng 4.7 trang 55 [1] có : kđ = 1,35
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

11


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

⇒ Fo =

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

780.8, 491.1,35
+ 33, 7 = 271, 716 ( N )
13, 76.0,91.3

16.Lực tác dụng lên trục:
Fr = 2 Fo .z.sin

α1
146,188
= 2.271, 716.3.sin
= 1559,84 ( N )
2
2

II.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:
Số liệu:
Chế độ làm việc : quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va dập nhẹ ( 1 năm làm việc 300
ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )
Chế độ tải:
T1 = T

T2 = 0,9T

t1 =15 s

t2 = 36 s

A.CHON VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
1.Chọn vật liệu:

Vì bộ truyền được bơi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tính
theo ứng suất tiếp xúc.
Do khơng có u cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn
vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
- Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện ,dộ rắn HBI = 241÷285 ; σbI = 850MPa; σ=580MPa
- Bánh lớn : thép 45X tôi cải thiện ,độ rắn HBII = 192÷240 ; σbII = 750MPa ; σchII =
450MPa
2.Xác định ứng suất tiếp xúc:
Chọn dộ rắn bánh nhỏ : HBI = 242
Chọn độ rắn bánh lớn : HBII = 240
Theo bảng 6.2 trang 94 [1] :

SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

12


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

σ Ho lim = 2 HB + 70
⇒ σ Ho lim1 = 2.242 + 70 = 554 MPa

σ Ho lim 2 = 2.240 + 70 = 550 MPa
S H = 1,1
σ Fo lim = 1,8 HB
⇒ σ Fo lim1 = 1,8.242 = 435, 6 MPa

σ Fo lim 2 = 1,8.240 = 432 MPa

S F = 1, 75

3.Số chu kỳ làm việc cơ sở :
N HO = 30 HB 2,4
⇒ N HO1 = 30.2422,4 = 1,58.107
N HO2 = 30.2402,4 = 1,55.107

4.Số chu kỳ làm việc tương đương:
N HE

Ti m2H
= 60c.∑ (
) .ni .ti
Tmax

Với :
mH = 6 do HB<350
Lh = 300.7.8.2 = 33600 giờ
c = 1 : số lần ăn khớp trong một vòng quay
 T 3 15  0,9T 3 36 
⇒ N HE1 = 60.c.n1.Lh .  ÷ . + 
÷. 
 T  51  T  51 
36 
 15
= 60.1.500.33600.  + 0,93. ÷ = 815,176.106 Chu ky
51 
 31
3
 T  15  0,9T 3 36 

⇒ N HE1 = 60.c.n2 .Lh .  ÷ . + 
÷. 
 T  51  T  51 
36 
 15
= 60.1.105, 04.33600.  + 0,93. ÷ = 171, 26.106 Chu ky
51 
 31

Vì NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 nên KHL2 = 1
5.Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

13


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

[ σ H ] = σ Ho lim .

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

K HL
SH

Theo bảng 6.2 trang 94 [1] ta có:
SH1=1.1
SH2=1.2
1

= 503.64 MPa
1,1
1
[σ H ]II = 550. = 500 MPa
*/ Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng:
1,1
[σ ] + [σ H ]II 503.64 + 500
[σ H ] = H I
=
= 501,82
2
2
[σ H ]I = 554.

Ta có
1, 25[σ H ]mim = 1, 25[σ H ]II = 1, 25.500 = 625 MPa

Ta thấy

[σ H ] < 1, 25[σ H ]mim , thỏa điều kiện

*/ Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng
Do NHE > NHO => KHL = 1
[σ H ]' = [σ H ]mim = [σ H ]II = 500 MPa

=>

6.Ứng suất uốn cho phép:
6

 T 
N FE = 60.c.∑  i ÷ .ni .ti
 Tmax 
36 
 15
⇒ N FE1 = 60.1.  + 0,96. ÷.500.33600 = 674, 607.106 chu ky
51 
 51
36 
 15
N FE 2 = 60.1.  + 0,96. ÷.105.04.33600 = 141, 72.106 chu ky
51 
 51

NFO = 4.106 (đối với tất cả các loại thép)
Vì

NFE1 > NFO
NFE2 > NFO

=>

KFL1 = 1

=>

KFL2 = 1

Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

14


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

σ Fo lim .K FL .K FC
SH
435, 6.1.1
⇒ [ σ F1 ] =
= 248,9 MPa Ứng suất quá tải cho phép:
1, 75
432.1.1
[ σ H ] max = 2,8σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 MPa
= 246,9 MPa
[σF2] =
1, 75
[ σ F1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464 MPa

[σF ] =

[ σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa B.TÍNH TỐN

CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG:
1.Số liệu :
 Công suất: P =8,322 KW
 Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 500 v/p
 Moment xoắn: T1 =158950,2 Nmm

 Tỷ số truyền; uI =4,76
 Tuổi thọ: L = 7 năm
=>Lh = 300.7.8.2 = 33600 giờ
2.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
aw = K a . ( u1 + 1)

Với:

3

T .K H β

[σH ]

2

.u1.ψ ba

T=T1/2 = 158950,2/2 = 79475,1 Nmm
Ψba = 0,3 (Bảng 6.6 trang 97 [1])
Ψbd = 0,5. Ψba.(u+1) = 0,5.0,3.(4,76+1) = 0,864
Ka = 43 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng nghiêng)
KHβ = 1,12 (Bảng 6.7 trang 98 [1])
⇒ aw = 43. ( 4.76 + 1)

3

79475,1.1,12
= 155,513 mm
501,822.4, 76.0,3

Chọn aw = 156mm
3.Xác định các thơng số ăn khớp:
 Modun và góc nghiêng răng:
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

15


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

Ta có : m = (0,01÷0,02).aw = 1,56÷3,12
Theo bảng 6.8 trang 99 [1] ta chọn m = 2,5
(Không chọn m < 1,5 ÷2 nếu không khi quá tải răng sẽ bị gãy)
 Điều kiện góc nghiêng răng chữ V : 30 ≤ β ≤ 40

Z1 =

2aw .cos β
m. ( u1 + 1)

⇒

2aw1.cos β max
2a .cos β min
≤ Z1 ≤ w 2
m. ( u1 + 1)
m. ( u1 + 1)

⇒

2.156.cos 40
2.156.co 30
≤ Z1 ≤
2,5. ( 4, 76 + 1)
2,5. ( 4, 76 + 1)

Chọn Z1 = 18 răng
Z2 =Z1 .u1 = 18.4,76 =85,68
Chọn Z2 = 86 răng

⇒ 16, 6 ≤ Z1 ≤ 18, 76

 Số răng tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 18 +

86 = 104 răng

Cos β =


m.Z t 2,5.104 5
=
= ≈ 0,83
2.aw
2.156
6

β = 33,560

Thỏa điều kiện 300 ≤ β ≤ 400
4.Tỉ số truyền thực :
u1m =

Z 2 86
=
= 4, 77
Z1 18

Sai lệch so với trước: 0,37%
5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2T .K H . ( u1m + 1)
bwu1m .d w21

Theo bảng 6.5 trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có :
Zm = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

16


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =

2.cos βb
sin ( 2aw )

βb : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tg β b = cos α t .tg β

αt : góc profin răng
αtw : góc ăn khớp
Theo TCVN1065 – 71 thì α = 200
 tg 200 
 tgα 
α t = α tw = acrtg 
= 23,590
÷ = acrtg 
0 ÷
 cos β 
 cos 33,56 
⇒ tg βb = cos 23,590.tg 33.560 = 0, 7637
⇒ β b = 37,37
⇒ ZH =

Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của

0

bánh răng
0

2.cos 37,37
= 1, 472
sin 2.23,59

Chiều rộng vành răng :
bw =aw1.ψba = 156.0,3 = 46,8

Hệ số trùng khớp dọc:
εβ =

bw .sin β 46,8.sin 33,56
=
= 3, 29 > 1
π .m
π .2,5

Vì εβ > 1 nên:
Zε =

1
εα


 1
1 

 1 1 
ε α = 1,88 − 3, 2.  + ÷ .cos β = 1,88 − 3, 2.  + ÷ .cos 33,56 = 1,387
 18 86  


 Z1 Z 2  

⇒ Zε =

1
= 0,849
1,387

KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H = K H β .K H α . K HV

KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng răng
Từ bảng 6.7 trang 98 [1] : KHβ = 1,12
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

17


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

Vận tốc vịng :
v=

π .d w1.n1
6.104

Đường kính vịng lăn bánh nhỏ:
d w1 =

⇒v=

2.aw1
= 54 mm
u1m + 1

π .54.500 9
= π = 1, 414 ( m / s )
6.104
20

Từ bảng 6.13 trang 106 [1] với v < 2 ta chọn cấp chính xác là 9
Từ bảng 6.14 trang 107 [1] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp:
KHα = 1,13
KFα = 1,37
KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K HV = 1 +

vH .bw .d w1
2.T .K H β .K H α

vH = δ H .g o .v.

aw1
u1m

Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [1]:

δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng
156
= 1,18
4, 77
1,18.46,8.54
⇒ K HV = 1 +
= 1, 024
2.79575,1.1,12.1,13
⇒ K H = 1,12.1,13.1, 024 = 1, 3
⇒ vH = 0, 002.73.1, 414.

 Ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt răng:
σ H = Z M .Z H .Zε .

2T .K H . ( u1m + 1)
2.79475,1.1,3. ( 4, 77 + 1)
= 274.1, 472.0,849.
= 363,1 MPa
2
bwu1m .d w1
46,8.4, 77.542

 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc:
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

18

ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

[σH ]

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

σ Ho lim .Z R .ZV .K XH .K HV
=
SH

Với v = 1,414 m/s < 5 m/s
ZV = 1



Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia
cơng đạt độ nhám là Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm. Do đó:
ZR = 0,95 : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Với da < 700 mm


KXH = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng



[σH ] =
σH <

Vì

550.0,95.1.1.1
= 475 ( MPa )
1,1

[σH ]

nên bánh răng thiết kế thoả điều kiện tiếp xúc

6.Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
σ F1 =

2.T .K F .Yε .Yβ .YF1
bw .d w1.m

Từ bảng 6.7 trang 98 [1] với ψbd =0.864 (sơ đồ 3)


KFβ =1,26

Bảng 6.14 trang 107 [1] cấp chính xác là 9, v< 2,5 m/s :


KFα = 1,37

Bảng 6.15 trang 107 [1]:


δF = 0,006

Bảng 6.16 trang 107 [1]:



go = 73

⇒ vF = δ F . go .v.
⇒ K FV = 1 +

aw1
156
= 0, 006.73.1, 414.
= 3, 542 ( m / s )
u1m
4, 77

vF .bw .d w1
3, 542.46,8.54
= 1+
= 1.0326
2.T .K F β . K Fα
2.79475,1.1, 26.1, 37

⇒ K F = K F β .K Fα . K Fv = 1, 26.1, 37.1, 0326 = 1, 7825
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

19


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Yε =

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

1
: Hệ số kể dến sự trùng khớp.
εα

εα : hệ số trùng khớp ngang

 1
1 

 1 1 
ε α = 1,88 − 3, 2.  + ÷ cos β = 1,88 − 3, 2.  + ÷ cos 33,56 = 1, 48
 18 86  

 Z1 Z 2  

1
⇒ Yε =
= 0, 676
1, 48
β
33.56
Yβ = 1 −
1−
= 0, 76
140
140

YF1 , YF2 : hệ số dạng răng bánh 1 , 2
Số răng tương đương :
Z1
18
=
= 31,11
3
3
cos β cos 33, 56
Z2
86
=
=
= 148, 62
3
3
cos β cos 33, 56

ZV 1 =
ZV 2

Tra bảng 6.18 trang 109 [1] ta có :
YF1 = 3,8
YF2 = 3,6
2.79475,1.1, 7825.0, 676.0, 76.3,8
= 87, 55 ( MPa )
46,8.54.2, 5
Y
3, 6
= σ F 1 . F 2 = 87, 55.

= 82, 94 ( MPa )
YF 1
3,8

σ F1 =
σF2

Vậy :
σ F 1 < [ σ F1 ]

σ F 2 <[ σ F 2 ]

Do đó các bánh răng thoả diều kiện uốn
7.Các thơng số hình học của bộ truyền:
 Khoảng cách trục:
aw = 156 mm
 Modun:
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

20


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

m = 2,5
 Chiều rộng vành răng:
bw = 46,8 mm
 Tỉ số truyền:

u1 = 4,77
 Góc nghiêng răng:
β = 33,560
 Số răng bánh răng:
Z1 =18 ;Z2 = 86
 Hệ số dịch chỉnh:
x1 =0 ; x2 = 0
 Đường kính vịng chia:
mn .Z1
2, 5.18
=
= 54 mm
cos β cos 33, 56
m .Z
2, 5.86
d2 = n 2 =
= 258 mm
cos β cos 33, 56
d1 =

 Đường kính vịng đỉnh:
d a1 = d1 + 2.mn = 54 + 2.2,5 = 59 mm
d a 2 = d 2 + 2.mn = 258 + 2.2,5 = 263 mm

 Đường kính vịng dáy:
d f 1 = d1 − 2,5.mn = 54 − 2,5.2.5 = 47, 75 mm
d f 2 = d 2 − 2,5.mn = 258 − 2,5.2.5 = 251, 75 mm

8.Giá trị các lực:
Bánh dẫn cấp nhanh:

• Lực vòng:
Ft1 = 2.

T1
T
158950, 2
= 1 =
= 2943,5( N )
2d w1 d w1
54

• Lực hướng tâm:
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

21


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Fr1 = Ft1.

tgα tw
cos β

= 2943,5.

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

tg 23,59
= 1542,5 ( N )

cos 33,56

• Lực dọc trục:
Fa1 = Ft1.tg β = 2943,5.tg 33,56 = 1952, 7 ( N )

C.TÍNH TỐN CẤP CHẬM: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG:
1.Số liệu:
2.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
aw 2 = K a . ( u2 + 1)

Với:

3

T2 .K H β

[σH ]

2

.u2 .ψ ba

T2 = 726578,256 Nmm
Ψba = 0,4 (Bảng 6.6 trang 97 [1])
Ψbd = 0,5. Ψba.(u+1) = 0,5.0,4.(2,1+1) = 0,62
Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng nghiêng)
KHβ = 1,02 (Bảng 6.7 trang 98 [1])

⇒ aw 2 = 49,5. ( 2,1 + 1)

3

726578, 256.1, 02
= 233, 63 mm
500 2.2,1.0, 4

Chọn aw = 233
3.Xác định các thơng số ăn khớp:
 Modun:
Ta có : m = (0,01÷0,02).aw = 2.33÷4.66
Theo quan điểm thống nhất hố trong thiết kế ta chọn m = 2,5
 Số răng:
Z1 =

2.aw 2
2.233
=
= 60,1
m2 . ( u2 + 1) 2,5. ( 2,1 + 1)

Chọn Z1 = 60 răng
Z2 =Z1 .u2 = 60.2,1 =126
Chọn Z2 = 126 răng
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

22


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

4.Tỉ số truyền thực :
u2 m =

Z 2 126
=
= 2,1
Z1 60

Sai lệch so với trước: 0%
5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ H = Z M .Z H .Zε .

2T2 .K H . ( u2 m + 1)
bwu2 m .d w2 2

Theo bảng 6.5 trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có :
Zm = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH =

2.cos βb
sin ( 2aw )

βb = 0
Do tg β b = cos α t .tg β vì β = 0
αt : góc profin răng
αtw : góc ăn khớp

Theo TCVN1065 – 71 thì α = 200
 tgα
α t = αtw = acrtg 
 cos β
⇒ ZH =


0
0
÷ = acrtg ( tg 20 ) = 20


2. cos 00
= 1, 764
sin 2.20

Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Chiều rộng vành răng :
bw =aw2.ψba = 233.0,4 = 93,2
Hệ số trùng khớp dọc:
εβ =

bw 2 .sin β
= 0< 1
π .m

Vì εβ < 1 nên:
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

23

ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Zε =

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

4 − εα
3


 1
1 
1 

 1
0
ε α = 1,88 − 3, 2.  + ÷ . cos β = 1,88 − 3, 2.  +
÷ . cos 0 = 1,8
Z
Z
60
126



 1
2 


⇒ Zε =

4 − 1,8
= 0,856
3

KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H = K H β .K H α .

KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng răng
Từ bảng 6.7 trang 98 [1] : KHβ = 1,12
Vận tốc vịng :
v=

π .d w1.n1
6.104

Đường kính vịng lăn bánh nhỏ:
dw2 =

⇒v=

2.aw 2
2.233
=
= 150,32 mm
u2 m + 1 2,1 + 1

π .150, 32.105, 04
= 0,827 ( m / s )

6.104

Từ bảng 6.13 trang 106 [1] với v < 2 ta chọn cấp chính xác là 9
Từ bảng 6.14 trang 107 [1] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp:
KHα = 1,13
KFα = 1,37
KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K HV = 1 +

vH .bw 2 .d w 2
2.T2 .K H β .K H α

vH = δ H .g o .v.

aw 2
u2 m

Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [1]:
δH =0,006 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

24


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng

⇒ vH = 0, 006.73.0,827.

233
= 3,815
2,1

3,815.93, 2.150,32
= 1, 032
2.726578, 256.1, 02.1,13
⇒ K H = 1, 02.1,13.1, 032 = 1,19
⇒ K HV = 1 +

 Ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt
răng:

2T2 . K H . ( u2 m + 1)
2.726578, 256.1,19. ( 2,1 + 1)
= 274.1, 764.0,856.
= 455, 5 MPa
2
bw u2 m .d w 2
93, 2.2,1.150, 322

σ H = Z M .Z H .Z ε .

 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc:

[ σ H ] = [ σ H ] .Z v .Z R .K xH
[ σ H ] = [ σ H ] lim = 500 MPa
v = 0,827 < 5 ( m / s )

Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về

⇒ Zv = 1

mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia cơng đạt dộ nhám Rz = 10

'

÷ 40 μm


ZR = 0,95

Với da < 700 mm


KxH = 1


[σH ]’ = 500.1.0,95.1 = 475 (MPa)

Ta thấy [σH ] < [σH ]’ nên thoả điều kiện tiếp xúc.
6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
σF =

2.YF .T2 .K F β .K FV .K Fα .Yε .Yβ

d w 2 .bw 2 .m2

-Hệ số dạng răng YF:
Số răng tương đương:
Z1
= 60 rang
cos3 β
Z2
Zv 2 =
= 126rang
cos3 β
Z v1 =

Từ bảng 6.18 trang 109 [1] ta có:
Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,62

SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

25


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

Đối với bánh bị dẫn: YF1 = 3,6
Từ bảng 6.7 trang 98 [1] (sơ đồ 7):


KFβ = 1,02

Từ bảmg 6.14 trang 107 [1] ta có
KFα = 1,37
Từ bảng 6.15, 6.16 trang 107 [1] ta có:
δF = 0,016
go = 73

Yε =

1
1
=
= 0, 556
ε α 1,8

Yβ = 1 −

β
=1
140

⇒ vF = δ F . g0 .v.
K Fv

aw 2
233
= 0, 016.73.0,827.
= 10,175
u2 m
2.1

Ta thấy σF1 < [σF1 ]
(thoả)

v .b .d
10,175.93, 2.150.32
= 1 + F w2 w2 = 1 +
= 1, 07
2.T2 . K F β . K Fα
2.726578, 256.1, 02.1, 37

⇒ σ F1 =

2.3, 62.726578, 256.1, 02.1, 07.1, 37.0, 556.1
= 124,86 ( MPa )
150, 32.93, 2.2, 5

σ F 2 = σ F1

YF 2
3, 6
= 124,86.
= 124,17 ( MPa )
YF 1
3, 62

σF2 < [σF2 ]

Vậy bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn
7.Các thông số hình học của bộ truyền:

 Khoảng cách trục:
aw = 233 mm
 Modun:
m = 2,5
 Chiều rộng vành răng:

SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

26


ĐỒ ÁN TKHT TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD:Th.S.NGUYỄN VĂN THẠNH

bw = 93,2 mm
 Tỉ số truyền:
u1 = 2.1
 Góc nghiêng răng:
β = 00
 Số răng bánh răng:
Z1 =60 ;Z2 = 126
 Hệ số dịch chỉnh:
x1 =0 ; x2 = 0
 Đường kính vịng chia:
d1 = Z1 .m = 60.2, 5 = 150 mm
d 2 = Z 2 .m = 126.2, 5 = 315 mm

 Đường kính vịng đỉnh:
d a1 = d1 + 2.mn = 150 + 2.2, 5 = 155 mm

d a 2 = d 2 + 2.mn = 315 + 2.2, 5 = 320mm

 Đường kính vịng đáy:
d f 1 = d1 − 2,5.mn = 150 − 2,5.2.5 = 143, 75 mm
d f 2 = d 2 − 2,5.mn = 315 − 2,5.2.5 = 308, 75 mm

8. Giá trị các lực:
Bánh dẫn cấp châm:
• Lực vịng:
Ft 2 =

2.T2 2.726578, 256
=
= 9667, 09 ( N )
d w2
150,32

• Lực hướng tâm:
Fr 2 = Ft 2 .

tgα tw
= 9667, 09.tg 20 = 3518, 53 ( N )
cos β

• Lực dọc trục:
Fa 2 = 0
SVTH: TRẦN THẾ PHƯƠNG

27