Tiểu luận kỹ thuật cơ khí đại học kỹ THUẬT CÔNG NGHIỆP TP HCM THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

cosφ có vai trị quyết định (như trong các trường hợp yêu cầu công suất lớn trên
100kW, không cần điều chỉnh vận tốc, lại ít phải mở máy và dừng máy).
- Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: Rơto dây cuốn và Rơto lồng
sóc.
Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc
trong một phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dịng điện mở máy nhỏ nhưng cosφ thấp,
giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng khi cần điều chỉnh trong
một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của máy.
Động cơ ba pha khơng đồng bộ rơto lồng sóc có ưu điểm: kết cấu đơn giản,
giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào
lưới điện ba pha mà khơng cần biến đổi dịng. Nhược điểm của nó là hiệu suất và
hệ số cơng suất cosφ thấp hơn so với động cơ ba đồng bộ, không điều chỉnh được
vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây
cuốn). Nhưng nhờ có ưu điểm cơ bản trên mà động cơ ba pha khơng đồng bộ rơto
lồng sóc được lựa chọn sử dụng phổ biến trong các ngành công nghiệp. Để dẫn
các thiết bị vận chuyển, bang tải, xích tải, thùng trộn,… nên sử dụng loại động cơ
này. Do vậy trong đề tài thiết kế này ta cũng chọn động cơ ba pha khơng đồng bộ
rơto lồng sóc.
1.2. Chọn cơng suất động cơ
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo
cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo
điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau:
dc
Pdm
 Pdtdc (kW)
dc : Công suất định mức của động cơ;
Trong đó: Pdm

Pdtdc : Cơng suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau:
𝑑𝑐
𝑑𝑐

Theo đề vì tải trọng không đổi nên: 𝑃𝑑𝑡
≥ 𝑃𝑙𝑣
𝑑𝑐
Với:𝑃𝑙𝑣
=

𝑐𝑡
𝑃𝑙𝑣

𝜂∑

(𝑘𝑊)

+𝑃lvct : giá trị công suất làm việc trên trục công tác.
𝐹𝑡. . 𝑉 5600 . 1,5
𝑐𝑡
𝑃𝑙𝑣
=
=
= 8,4(𝑘𝑊)
1000
1000
Trong đó: : Ft - lực vịng trên trục công tác (N);
3


V - vận tốc vịng băng tải (m/s).
+𝑃dtdc – cơng suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ.
𝑃lvdc =

ct
𝑃lv

𝜂∑

+ 𝜂∑ - là hiệu suất chung của toàn hệ thống
Ta có:
+ Số cặp ổ lăn là: 4
+ Số khớp nối là: 1
+ Số cặp bánh răng trụ là:2
+ Số bộ truyền xích là: 1
Sơ đồ gồm các bộ truyền mắc nối tiếp:
Theo cơng thức 2.9[1] ta có:
4
2
𝜂𝛴 = 𝜂𝑜𝑙
. 𝜂𝑏𝑟
. 𝜂𝑘 1 . 𝜂𝑥 1

Với:
- 𝜂𝑜𝑙 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn
- br : Hiệu suất 1 bộ truyền bánh răng trụ
-  k : Hiệu suất 1 khớp nối
- x : Hiệu suất của bộ truyền xích.
Chọn theo bảng 2.3 [1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ như sau :
+ Khớp nối : k = 1
+ Bộ truyền bánh răng trụ (che kín, bơi trơn) :brt = (0,96÷0,98)
→chọn :brt = 0,96
+ Một cặp ổ lăn : ổ = (0,99 ÷ 0.995) →chọn ổ = 0,99
+ Bộ truyền xích (để hở) : x = (0,90 ÷ 0.93) →chọn đ = 0,90

Vậy hiệu suất chung của toàn hệ thống là :
4
2
𝜂𝛴 = 𝜂𝑜𝑙
. 𝜂𝑏𝑟
. 𝜂𝑘 1 . 𝜂𝑥 1 = 0,994 . 0,962 . 1.0,90 = 0,796

→

𝑑𝑐
𝑃𝑙𝑣

𝑐𝑡
𝑃𝑙𝑣
8,4
=
=
= 10,55(𝑘𝑊)
𝜂𝛴
0,796

𝑑𝑐
=> Công suất đẳng trị của động cơ là: 𝑃𝑑𝑡
≥ 10,55(𝑘𝑊)

1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
4


Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được

xác định theo công thức:
60f
𝑛db =
𝑝
Trong đó: f - tần số của dịng điện xoay chiều (Hz) (f = 50 Hz);
p - số đôi cực từ; p = 1; 2; 3; 4; 5; 6.
Trên thực tế, số vịng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750,
600 và 500 v/ph. Số vịng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khn khổ và
giá thành của động cơ càng tăng (vì số đơi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ
có số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của tồn hệ thống
tăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên.
Do vậy, trong các hệ dẫn động cơ khí nói chung, nếu khơng có u cầu gì
đặc biệt, hầu như các động cơ có số vịng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph
(tương ứng số vịng quay có kể đến sự trượt 3% là 1450 và 970 v/ph.

+ Tính số vịng quay của trục cơng tác theo cơng thức 2.16[1]:
- Với hệ dẫn động băng tải ta có:

60.103.v 60.103.1,5
nct =
=
= 59,71 (v/ph)
 .D
 .480
Trong đó:
D: đường kính tang dẫn của băng tải (mm);
v : vận tốc vòng của băng tải (m/s);
* Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
-Tra bảng 2.4[1] chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp và bộ
truyền đai:

Ta có:
+ Xác định số vịng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
Tỷ số truyền nên dùng cho cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỷ số truyền
nên dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền ngồi
hộp.

und = uhnd .udnd
Trong đó:
5


+ Bộ truyền xích : 𝑢𝑥𝑛𝑑 = 2 ÷ 5
+ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp : 𝑢ℎ𝑛𝑑 = 8 ÷ 40.
=> Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền:

und = (2 ÷ 5).(8 ÷ 40) = (16 ÷ 200)
=>

und

= (16 ÷ 200)

𝑛𝑑
Số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ là: 𝑛𝑑𝑐
= 𝑢∑𝑛𝑑 . 𝑛𝑐𝑡
𝑛𝑑
⇒ 16. 𝑛𝑐𝑡 ≤ 𝑛𝑑𝑐
≤ 200. 𝑛𝑐𝑡
𝑛𝑑
⇔ 12 . 59,71 ≤ 𝑛𝑑𝑐

≤ 160 . 59,71
𝑛𝑑
⇔ 716,52 ≤ 𝑛𝑑𝑐
≤ 11942
Ta chọn sơ bộ số vòng quay của động cơ : nsb = 1500 (v/p) (kể đến sự trượt 3%

thì số vịng quay của động cơ sẽ là 𝑛𝑑𝑏 = 1450 (v/ph)
+ Vậy tỷ số truyền của hệ thống được xác định theo công thức:
𝑛𝑑𝑏 1450
𝑢𝑠𝑏 =
=
= 24,28
𝑛𝑐𝑡 59,71
Tra bảng 2.4[1] ta thấy usb nằm trong khoảng u nên dùng.
Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: ndb = 1500(v / ph).
1.4. Chọn động cơ thực tế
Chọn động cơ phải thỏa mãn hai thông số:
- Công suất động cơ phải lớn hơn hoặc bằng cơng suất tính tốn.
𝑑𝑐
𝑑𝑐
𝑑𝑐
𝑃𝑑𝑚
≥ 𝑃𝑑𝑡
⇒ 𝑃𝑑𝑚
≥ 8,4(𝑘𝑊)

- Tốc độ quay phù hợp
𝑑𝑐
Với 𝑃𝑑𝑚
≥ 8,4(𝑘𝑊) và 𝑛𝑑𝑏  1500(𝑣/𝑝ℎ)

Tra bảng P1.3[1] trong Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A
Bảng 1.1. Thông số của máy 4A132M4Y3

Kiểu động
Cơ

Công suất
(kW)

Vận tốc
quay (v/p)

𝜂%

𝑇𝑚𝑎𝑥
𝑇𝑑𝑛

𝑇𝑘
𝑇𝑑𝑛

Cos ⌀

4A132M4Y3

11,0

1458

87,5

2,2

2,0

0,87

1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
6


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 sức ỳ của
hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:
dc
dc
Pmm
 Pbd

Trong đó:

dc - cơng suất mở máy của động cơ (kW):
Pmm

Pbddc - công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW):
Với:
dc
𝑃mm
=

𝑇𝑘 dc
𝑃 =2,0.11=22 (kW)
𝑇dn 𝑑𝑚

dc
𝑃bd
=Kbd .Pdc
lv =1,67.10,55=17.62 (kW)

Ta thấy
Vậy động cơ đã chọn thoã mãn điều kiện điều kiện mở máy.
b, Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Theo đề bài vì sơ đồ tải không đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ.

2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền (TST) chung của toàn hệ thống u xác định theo:
𝑛đ𝑐 1458
𝑢𝛴 =
=
= 24,42
𝑛𝑐𝑡 59,71
Trong đó: nđc - số vịng quay của động cơ đã chọn (v/ph);
nct - số vòng quay của trục công tác (v/ph).
Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp: u = ux .uh
Trong đó:
+ u x : Tỉ số truyền của bộ truyền xích
+ uh : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc
+ uh = u1.u2
2.1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

-Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngồi hộp có:

u x = ( 0,1  0,15 ) uh
Hay

7


→ ung = u x = (0,1  0,15).u = (0,1  0,15).24, 42 = 1,56  1,91

Ta có bộ truyền ngồi là xích, nên quy chuẩn giá trị tính được theo dãy TST tiêu
chuẩn như sau: 1,00; 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55;
4,00; 4,50; 5,00.
→Chọn ung = ux = 1,8 Vậy: Tỉ số truyền ngoài của hộp giảm tốc là:

→ uh =

u
ung

=

24, 42
= 13,57
1,8

2.2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
+ Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
Tỉ số truyền của hộp cũng có thể phân theo hàm đa mục tiêu với thứ tự ưu tiên
các hàm đơn mục tiêu sau : khối lượng các bộ truyền , mơ men qn tính thu gọn

và thể tích các bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất ; khi này tỉ số truyền các cấp có thể
tính theo cơng thức (1.26)[Vũ Ngọc Pi, Nguyễn Văn Dự) :

uh 0,6677
u1 = 1,3494.
( ba2 /  ba1 )0,6023
Trong đó:  ba2 ,  ba1 là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và chậm.
Chọn  ba2 = 0,35; ba1 = 0,25

13,570,6677
 u1 = 1,3494.
= 6,28
(0,35 / 0, 25)0,6023
 u2 =

uh
u1

=

13,57
6,28

= 2,16

3. Tính tốn các thơng số trên các trục
Ký hiệu các chỉ số tính tốn như sau: chỉ số "đc" ký hiệu trục động cơ;
các chỉ số “I”, “II”, “III”, “IV” chỉ trục số I, II, III và IV.
3.1. Tính cơng suất trên các trục
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :

Pdc = Plvdc = 10,55(kW)
- Công suất danh nghĩa trên các trục I, II và III xác định theo các công thức sau:

PI = Pdc .kn .ol = 10,55.1.0,99 = 10, 44(kW)
8


PII = PI .br .ol = 10, 44.0,96.0,99 = 9,92(kW )
PIII = PII .br .ol = 9,92.0,96.0,99 = 9, 42 ( kW )

PIV = PIII .ol . x = 9, 42.0,99.0,9 = 8,39 ( kW )
3.2. Tính số vịng quay của các trục
Ta có: - Tốc độ quay của trục I:

𝑛𝐼 =

ndc
udc  I

(1.14)

Với: 𝑛đ𝑐 – Tốc độ quay trên trục động cơ.
𝑢đ𝑐÷𝐼 – Tỉ số truyền của bộ truyền nối giữa động cơ với trục I.
Ta thấy: 𝑛đ𝑐 = 1458

𝑢đ𝑐÷𝐼 = 𝑢𝑘𝑛 = 1

;

nI =

ndc
1458
=
= 1458(v / ph)
udc  I
1

- Tốc độ quay của trục II:
nII =

nI 1458
=
= 232,17(v / ph)
uI − II 6, 28

- Tốc độ quay của trục III:

nIII =

nII
uII − III

=

232,17
= 107, 48(v / ph)
2,16

- Tốc độ quay của trục IV(làm việc):

nIV =

nIII 107,48
=
= 59,71 (v/ph)
ux
1,8

3.3. Tính mơ men xoắn trên các trục
Mơ men xoắn trên trục thứ i được xác định theo công thức sau:

Ti = 9,55.106

Pi
ni

(1.16)

Trong đó : Pi ; n i :là cơng suất và số vịng quay trên trục thứ i.
+ Mơmen xoắn trên trục động cơ:
Tdc = 9,55.106

+ Mômen xoắn trên trục I:
9

Pdc
10,55
= 9,55.106.

= 69103, 22(N.mm)
ndc
1458


TI = 9, 55.106

PI
10, 44
= 9, 55.106.
= 68382, 71(N.mm)
nI
1458

+ Mômen xoắn trên trục II:
TII = 9,55.106

PII
9,92
= 9,55.106.
= 408045,83(N.mm)
nII
232,17

+ Mômen xoắn trên trục III:
TIII = 9,55.106

PIII
9, 42
= 9,55.106.

= 837002, 233(N.mm)
nIII
107, 48

+ Mômen xoắn trên trục công tác:
TIV = 9,55.106

PIV
8,39
= 9,55.106.
= 1341894,15(N.mm)
nct
59, 71

3.4. Lập bảng kết quả
Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính tốn sau, do vậy
cần lập bảng thống kê như sau

Trục

Tỉ số truyền
U

Động cơ

Cơng suất
P(kw)

Số vịng quay
N(v/p)

Mơmen xoắn
T(N.mm)

10,55

1458

69103,22

10,44

1458

68283,71

9,92

236,46

408045,83

9,42

109,98

837002,23

udc=1
Trục I

u1=6,28
Trục II
u2=2.15
Trục III

10


ux=1,8
Trục IV

8,39

61,1

1341894,15

PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
2.1. Thiết kế bộ truyền xích
2.1.1. Chọn loại xích
- Có 3 loại xích:
+ Xích ống: Đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì khơng dùng con lăn,
nhưng cũng vì thế mà bản lề mịn nhanh. Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ
truyền khơng quan trọng, mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ.
+ Xích ống – con lăn: Kết cấu giống như xích ống, phía ngồi lắp thêm con lăn,
thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con
lăn và răng đĩa xích (ở xích ống - con lăn). Làm tăng độ bền mịn của xích ống con lăn. Chế tạo khơng phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng
khá rộng rãi. Thích hợp dùng khi vận tốc làm việc dưới (10

15) m/s. Nên ưu

tiên dùng xích một dãy. Nhưng ở các bộ phận truyền quay nhanh, tải lớn nếu dùng
xích 2 , 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm tải trọng động và kích thước khn khổ bộ
truyền.
+ Xích răng : khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành
đắt hơn xích con lăn, chỉ nên dùng khi vận tốc xích trên (10 15)%.
=> Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp,dùng xích con lăn.
2.1.2 Xác dịnh các thơng số của xích và bộ truyền
2.1.2.1. Chọn số răng đĩa xích
Số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn Zmin
11


Theo bảng [5.4][1](trang 80 quyển ), với ux = 1,8 chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 27,do
đó số răng đĩa lớn.
Z2 = ux.Z1 = 1,8.27 =48,6 < Zmax = 120( zmax = 120 đối với xích ống và xích con
lăn).
=> Z2 = 49
Ta có:
PIII = 9,42 (kW)

n3 = 107,48 (vp/ph)

2.1.2.2. Xác định bước xích P
Theo cơng thức (5.3)[1](trang 81), cơng suất tính tốn.
Pt=P.k.kz.kn ≤[P]
Trong đó:
+ Chọn góc nghiêng của đường tâm nối 2 đĩa xích so với đường nằm ngang=300
+ Pt lần lượt là cơng suất tính tốn
+ P công suất cần truyền

+ [P] công suất cho phép,(kW);
P = PIII = 9,42 (kW).
+ Hệ số răng :

kz =

+ Hệ số số vòng quay : kn =

z01 25
=
= 0,925
z1 27

với Z1=27

n01
200
=
= 1,86
n1 107, 48

với n 01 = 200 (vg/ph); n1= nIII = 107,48 (vg/ph)

+ k = k 0 .k a .k dc .k d .k c .k bt [5.4](trang 82 quyển 1)
12


+ k = k 0 .k a .k dc .k d .k c .k bt = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 =

1,95

k 0 = 1 : đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang <600
k a = 1 : chọn a = (30  50) p
k dc = 1 : điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
kd = 1,2 : tải trọng động, làm việc êm

k c = 1,25 : làm việc 2 ca
k bt = 1,3 : môi trường có bụi, chất lượng bơi trơn II –bảng [5.7](trang 82, quyển
1)
Như vậy : => Pt = 9,42.1,95.0,925.1,86= 31,6 (kW);
Theo bảng [5.5](trang 81, quyển 1) với n 01 = 200 (vg/ph), chọn bộ truyền xích 1
dãy có bước xích p = 38,1 (mm); thỏa mãn điều kiện bền mòn :
pt  [ p] =34,8 (KW).

2.1.2.3. Khoảng cách trục và số mắt xích
+ Khoảng cách trục
a = 40.p = 40.38,1 = 1524 (mm).
+ Số mắt xích
x=

2a (Z1 + Z2 ) (Z2 − Z1 ) 2 .p 2.1524 27 + 49 (49 − 27) 2 .38,1
+
+
=
+
+
= 118,96
p
2
4.2 .a

38,1
2
4.2 .1524

Lấy số mắt xích chẵn xc=120, tính lại khoảng cách trục theo cơng thức[5.13][1](
trang 85).

 Z − Z1 ) 
a = 0,25.p.{x c − 0,5(Z2 + Z1 ) + [x c -0.5(Z1 +Z2 )] − 2 ( 2
}




2

2

13


2
2

49 + 27
49 − 27 



 49 − 27  

= 0, 25.38,1. 120 −
+ 120 −
 = 1814,98 (mm).
 − 2. 

2
2 
  






Để xích khơng chịu lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng
a = 0,003.a = 0,003.1814,98  5, 44 , do đó a = 1814,98–5,44= 1809,54 (mm);

+ Số lần va đập của xích : Theo công thức [5.14][1](trang 85)
i=

z1.n1 27.107, 48
=
= 1, 61  [i] = 20
15.x
15.120

2.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền :
Theo công thức [5.15][1](trang 85)
s=

Q
 [ s]
( k d .Ft + F0 + Fv )

+ Q - tải trọng phá hỏng Q = 127000 (N)

-Theo bảng [5.2](quyển1, trang 78).

+ k d - hệ số tải trọng động k d = 1,2
+ Theo bảng [5.2](trang 89 quyển 1) ta có.
+ v=

z1.n1. p 27.107, 48.38,1
=
= 1,84 (m/s).
60000
60000

+ Ft : lực vòng Ft =

1000. p 1000.9, 42
=
= 5119,56 (N)
v
1,84

+ Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = q.v2
q : khối lượng 1 mét xích, q = 5,5 (kg) theo [5.2](1)
Fv = 5,5.22 = 22 (N)

+ F0 - lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra.
F0 = 9,81.k f .q.a = 9,81.4.5,5.1,809 = 390, 41 (N)

14


k f - hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền; f = (0,01..0,02)a
lấy k f = 4 (bộ truyền nghiêng 1 góc < 400 )

s=

127000
= 19,37
(1,2.5119,56 + 390,41 + 22)

Tra bảng 5.10[1] với n = 200 vg/ph , [s] = 8,5. Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm
bảo đủ bền.
2.1.4. Đường kính đĩa xích
+ Theo cơng thức 5.17[1] và bảng 13.4[1]
d1 = p/sin(  /Z1) =38,1/sin(  /27) = 328,18 (mm)
d2 = p/sin(  /Z2) = 38,1/sin(  /49) = 594,66 (mm)

da1 = p[0,5 + cotg(  /Z1)] = 38,1[0,5 + cotg(  /27)] = 345,01 (mm)
da 2 = p[0,5 + cotg(  /Z2)] = 38,1[0,5 + cotg(  /49)] = 612,48 (mm)
df1 = d1 - 2r = 328,18 – 2.11,22 = 305,74 (mm)

df 2 = d2 - 2r = 594,66 – 2.11,22 = 572,22 (mm)
với : r = 0,5025.d1 + 0,05= 0,5025.22,23 + 0,05 =11,22 (mm) với d1 = 22,23 bảng
5.2[1]
+ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)

H = 0,47. k r ( Ft .K đ + Fvđ ) E / (Ak d )  [H ]
Với : [H ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép : [H ] = 600 (MPa) tra bảng ( 5.11 )
Ft - Lực vòng : Ft = 5119,56 (N)
Fvđ - Lực va đập trên m dãy xích ( xích con lăn 1 dãy => m =1 ):

15


Fvđ = 13.10-7.n1. p3 .m = 13.10-7.107,48. 38,13 .1 = 7,72 (N)
kd - Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy : kd = 1
Kđ - Hệ số tải trọng động: Kđ = 1,2 bảng 5.6[1]
kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z1 = 27; Z2 =
49
=> kr1 = 0,39 ; kr2 = 0,24
E - Mô đun đàn hồi : E = 2E1.E2/(E1 +E2) = 2,1.105(MPa)
A - Diện tích chiếu bản lề :A = 395 mm2 bảng 5.12[1]
+ Với răng đĩa 1; => H1 = 0,47.

0,39.(5119,56.1,2 + 7,72).2,1.105
= 484,54
395.1,2

(MPa)
Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp
xúc cho phép [H ] = 600 (Mpa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.

0,24.(5119,56.1,2 + 7,72).2,1.105
+Với răng đĩa 2; => H2 = 0,47.
= 380,1

395.1,2
(MPa)
Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp
xúc cho phép [H ] = 600 (MPa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2 .
Theo 5.20[1] : Fr = k x .Ft = 1,15.5119,56 = 5887,49 (N)
Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400, kx = 1,15
2.1.5. Bảng thơng số cơ bản của bộ truyền xích
Bảng 2.1: Tổng hợp các thơng số của bộ truyền xích
Thơng số
Loại xích

16

Ký hiệu

Giá trị
Xích ống con lăn


Bước xích

p

38,1(mm)

Số mắt xích

x

120

Khoảng cách trục

a

1814,98 (mm)

Số răng đĩa xích nhỏ

z1

27

Số răng đĩa xích lớn

z2

49

Vật liệu đĩa xích

C45

 H1 = 600(MPa)

Đường kính vịng chia đĩa xích nhỏ

d1

328,18 (mm)

Đường kính vịng chia đĩa xích lớn

d2

594,66 (mm)

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích nhỏ

da1

345,01 (mm)

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích lớn

da 2

612,48 (mm)

Bán kính đáy

r

11,22 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df1

305,74 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích lớn

df2

572,22 (mm)

Lực tác dụng lên trục

Fr

5887, 49 (N)

2.2.Bộ truyền bánh răng cấp chậm
*Các thông số:
PII = 9,92 (kW)
nII = 236,46 (v/ph).
Xác định khoảng cách trục:
17

𝑢2 = 2,15


2.2.1. Chọn vật liệu.
-Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có cơng suất nhỏ trung bình. Vì vậy ta chọn vật
liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp
và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng
chống mịn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hố hoặc tơi cải
thiện.
- Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng :

Bảng 2.1: Chọn vật liệu
Loại bánh Loại
răng
thép

Nhiệt luyện
thép

Độ rắn

Giới hạn
bền 𝜎𝑏
MPa

Giới hạn
chảy 𝜎𝑐ℎ
MPa

Nhỏ

45

Tôi cải thiện

𝐻𝐵3 = 215

750

450

Lớn

45

Tôi cải thiện

𝐻𝐵4 = 200

750

450

2.2.2. Xác định ứng suất cho phép.
- Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép  H  và ứng suất uốn cho phép  F 
được xác định như sau :
2.2.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép.
*Tra bảng 6.2 [1]ta chọn:
- Hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc :Sh =1,1.
- Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σ0Hlim = 2. HB + 70 ( MPa).
- Ứng xuất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở: σFlim = 1,8HB
*Theo công thức:  H  =

 H0 lim
sH

.Z R .ZV K XH .K HL

-Trong đó:
𝑆𝐻 : Hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc .
𝑍𝑅 : Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc .

18


𝑍𝑉 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .
𝐾𝑋𝐻 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
𝐾𝐻𝐿 : Hệ số xét đến tuổi thọ.
Chọn sơ bộ:

ZR.ZV.KXH = 1,

-Với mH = 6 (Khi HB  350) → KHL =

6

NH 0
N HE

N H 0 : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NH0 = 30.HHB2,4
NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE = 60.C.n.t
*Trong đó :
≫C,n,t: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một
phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Với 𝑡 = 2/3.24.0,7.365.7 = 28616 (ℎ) ; C = 1.
+ Với bánh răng nhỏ (bánh 3):
𝑁𝐻𝐸3 = 60. 𝐶. 𝑛. 𝑡 = 60.1.236,46.28616 = 405,99. 106
𝑁𝐻𝑂3 = 30. 𝐻𝐵32,4 = 30.2152,4 =11,88. 106
Bắt đầu từ NH0 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với
trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy
khi tính ra được NHE> NHo, thì lấy NHE = NHO để tính, do đó: KHL1 = 1.
0

➢ 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚3
= 2.215+ 70 =500( MPa )
≫ Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ :

[ σH3 ]=

σ0Hlim3
SH

( 𝑍𝑅 . 𝑍𝑉 . 𝑍𝑋𝐻 )𝐾𝐻𝐿3 =

500
1,1

.1.1 = 454,54(MPa)

+ Với bánh lớn (bánh 4):
𝑁𝐻𝐸4 = 60. 𝐶. 𝑛. 𝑡 = 60.1. 109,98. 28616= 188,83.106
𝑁𝐻𝑂4 = 30. 𝐻𝐵42,4 = 30 .2002,4 = 10.106
0
𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚4
= 2.200+ 70 =470 ( MPa)
19


Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn :
[ σH4 ]=

σ0Hlim4
SH

( 𝑍𝑅 . 𝑍𝑉 . 𝑍𝑥𝐻 )𝐾𝐻𝐿4 =

470
1,1

.1.1= 427,3( MPa)

 Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép:
[𝜎𝐻 ] =

[𝜎𝐻3 ]+[𝜎𝐻4 ]
2

=

454,54+427,3
2

= 440,90( MPa)

- Mà [𝜎𝐻 ] ≤ 1,25[𝜎𝐻𝑚𝑖𝑛 ]
Với : [𝜎𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 = [𝜎𝐻4 ]= 427,3 (MPa)
[𝜎𝐻 ] = 440,90(MPa) ≤ 1,25[𝜎𝐻𝑚𝑖𝑛 ]
➢ Vậy chọn sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép : [𝜎𝐻 ]𝑠𝑏 = 440,90 (MPa)
2.2.2.2. Ứng suất uốn cho phép:

 F  =

 F0 lim

SF

Trong đó:

.YR .YS .K XF .K FC .K FL

 F0 lim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.

𝑌𝑅 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
𝑌𝑆 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
𝐾𝑋𝐹 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn.
Chọn sơ bộ: YR .YS .K XF = 1.
𝐾𝐹𝐶 : Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy 𝐾𝐹𝐶 = 1.(Bộ truyền quay 1 chiều)
- NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
- NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền chịu tải trọng
không đổi nên :
N HE = N FE = 60.c.n.t

 F0 lim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.

Ta có :  F lim =1,8HB - theo bảng 6.2 [I]
0

=>σ0F3lim = 1,8.215= 387 (MPa)
=>σ0F4lim =1,8.200 = 360(MPa)
20


-KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền , được xác định như sau:

K FL = mF

N FO
với mF = 6 khi HB  350
N FE

Trong đó:
NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.106 đối với tất
cả loại thép.
NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Ta có : NFE3 = NHE3 =405,99. 106
NFE4 = NHE4 = 188,83.106
Do NFE3 >NFO nên lấy NFE1 =NFO để tính, do đó  KFL3 = 1
NFE4 > NFO nên lấy NFE2 =NFO để tính, do đó  KFL4 = 1
Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là:
 Với bánh răng nhỏ( bánh 3)
[𝜎𝐹3 ]=

0
𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚3

𝑆𝐹

.( 𝑌𝑅 . 𝑌𝑆 . 𝐾𝑥𝐹 )𝐾𝐹𝐶 . 𝐾𝐹𝐿 =

387
1,75

.1.1.1=221,14(MPa)

 Với bánh răng lớn ( bánh 4)
[𝜎𝐹4 ]=

0
𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚4

𝑆𝐹

.( 𝑌𝑅 . 𝑌𝑆 . 𝐾𝑥𝐹 )𝐾𝐹𝐶 . 𝐾𝐹𝐿 =

360
1,75

.1.1.1=205,71(MPa)

2.2.2.3. Ứng suất cho phép khí quá tải:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
➢ Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.13) [I] ta có:

 F Max = 0,8. ch
- Với bánh nhỏ:
[𝜎𝐻3 ]max = 2,8.

 ch 3

= 2,8.450 = 1260 (Mpa)

- Với bánh lớn:
[𝜎𝐻4 ]max = 2,8.  ch 4 = 2,8.450 = 1260 (Mpa)

21


❖ -Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Với bánh răng tơi cải thiện theo CT (6.14) [I] ta có:

 F Max = 0,8. ch khi HB  350
- Với bánh răng nhỏ:
[σF3 ]max = 0,8.σch3 = 0,8.450=360 (MPa)
- Với bánh răng lớn :
[𝜎𝐹4 ]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ4 .= 0,8.450 =360 (MPa)
2.2.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:
-Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục aw , nó được xác
định theo cơng thức 6.15 [1]
3

𝑇2. 𝐾𝐻𝛽
2
𝐻 ] .𝑢2 𝑏𝑎

𝑎𝑤2 = 𝐾𝑎 .( 𝑢2 ± 1 ) √[𝜎

3

*Trong đó:
+Ka: Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng được tra trong
bảng 6.5 [1],Ka = 43 (MPa1/3 )
+T2: Momen xoắn trên bánh chủ động ( Nmm): 𝑇2 =408045,83 (N.mm)
+u2: Tỉ số truyền u2 = 2,15

 H  : ứng suất tiếp xúc cho phép
𝑏𝑎 =
2

𝑏𝑤

tra bảng 6.6 [1] chọn 𝑏𝑎 =0.35

𝑎𝑤

2

KH  : Hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải tọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.
Theo cơng thức 6.16 [1] ta có:
𝑏𝑑 = 0,5. 𝑏𝑎 (u2+1) = 0,5.0,35.(2,15+1) = 0,5512
2

2

-Với 𝑏𝑑 = 0,5512 tra bảng 6.7 [1] sơ đồ 4 𝐾𝐻𝛽 = 1,045
2

22


>>Vậy:
3

𝑎𝑤2 = 𝐾𝑎 .(𝑢2 + 1 ) √[𝜎

𝑇2. 𝐾𝐻𝛽

𝐻

]2 .𝑢

2 𝑏𝑎2

3

408045,83.1,045

= 43.( 2,15+ 1 ) √
440,92 .2,15.0,35

=193,48 (mm)
>>Chọn 𝑎𝑤2 = 193 (mm)
Mà 𝑏𝑎 =
2

𝑏𝑤
𝑎𝑤 2

 𝑏𝑤 = 𝑎𝑤2 .𝑏𝑎 = 193.0,35 = 67,55 (mm)
2

2.2.4. Xác định các thông số ăn khớp:
2.2.4.1. Xác định mô đun:
-Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết

kế, sau khi tính được khoảng cách trục 𝑎𝑤2 có thể dựa theo cơng thức 6.17 [1]
để tính mơ đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
m = (0,010,02)𝑎𝑤2 = = (0,010,02) 173 =( 1,73÷ 3,46 ) (mm).
>>Theo bảng 6.8 [1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m = 2(mm).
2.2.4.2. Xác định số răng và hệ số dịch chỉnh x
* Số răng :
Chọn sơ bộ  = 15
(thường bánh răng nghiêng β = (8º ÷20º)
Số răng bánh nhỏ :

z3 =

2.aw2 .cos 
m.(u2 + 1)

=> z3 =

2.aw2 .cos  2.193.0,965
=
= 59,12 (răng)
m.(u2 + 1)
2.(2,15 + 1)

Lấy z3 = 59 (răng).
Vậy số bánh răng lớn z4 là:
23


z4 = u2.z3 = 2,15.59= 126,85 (răng).
Lấy z4 =126 (răng).

Số răng tổng là:
zt = z3 + z4 = 59+ 126 = 185 (răng).
- Vậy tỉ số truyền thực tế là: ut2 =

z4 126
=
= 2,13
z3
59

* Tính lại góc nghiêng : Theo công thức 6.32 [1]
cos  =

m.zt 2.185
=
 0,958
2.aw2 2.193

  = 16036 ' ( 8º  20º )

2.2.5. Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc:
Ứng xuất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

 H = Z M .Z H .Z .

2T2 .K H .(ut2 + 1)
bw3 .ut2 .d w23

 [ H ]

Trong đó :
+ Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp .Trị số của Z M
được tra trong bảng 6.5 [1] Z M =274 ( MPa 1/3 )
+ Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Vì
Với  b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

tg b = cos t .tg
Do ta dùng bánh răng nghiêng khơng có dịch chỉnh nên :

 t =  tw = arctg (

tg
)
cos 

 : Được lấy theo tiêu chuẩn TCVN 1065-71 , 
24

= 20


 tg 20 
  t3 =  tw3 = arctg 
 = 20,8
 cos1639 ' 
 b3 = arctg (cos  t3 .tg  ) = arctg (cos 20,8.tg1639 ') = 15, 62
ZH =

Vậy

2.cos b3
sin(2 tw3 )

=

2.cos15, 62
= 1, 7
sin(2.20,8)

Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.



Với
 =

: là hệ số trùng khớp dọc .

bw2 sin 
m.

=

67,55.sin1639 '
= 3, 08
2.

Ta thấy   > 1 nên ta tính Z theo cơng thức 6.36c [1]
Z =

1


Với   được tính bằng cơng thức :
  = [1,88 − 3, 2.(
 Z =

1 1
1
1
+ )].cos  = [1,88 − 3, 2.( +
)].cos1639 ' = 1, 72
z3 z4
59 126

1
= 0.76
1, 72

+Tính KH:

K H = K H .K H .K Hv
Với K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc vành răng

K H là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng. Tra
bảng 6.7 [1] K H  = 1,045 với sơ đồ 4

25

K H là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp . K H được tra từ bảng 6.14 [1]
Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thơng qua tính vận tốc
vịng và tra bảng 6.13 [1]. Vận tốc vịng được tính theo cơng thức:
v=

 .d w .n2
3

60000

Với d w là đường kính vịng lăn bánh chủ động và được tính theo cơng thức:
3

d w3 =

2.aw 2
2.193
=
= 123,32(mm)
ut2 + 1 2,13 + 1

 v3 =

 .123,32.236, 46
60000

= 1,52(m / s)

Từ vận tốc vòng ta tra được cấp chính xác là : 9 do v3  4(m/ s)
Với cấp chính xác 9 từ bảng 6.14(trang 107) ta tra được K H = 1,13
Với: K Hv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. tra bảng
P2.3 phụ lục. K Hv = 1.05
 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑣 = 1,04.1,13.1,05 = 1,23
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng:

 H = Z M .Z H .Z .

 H = 274.1, 7.0, 76.

2T2 .K H .(ut2 + 1)
bw3 .ut2 .d w23

 [ H ]

2.408045,83.1, 23.(2,13 + 1)
= 405, 29( MPa)
74.2,15.123,322

- Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép :

[ H ]CX = [ ].ZV .Z R .K XH
0
Trong đó : [ ] =  H lim = [ H ]

Chọn Z V = 1 (với vận tốc vòng v < 5 (m/s))
Chọn K XH = 1 (vỡ đường kính vịng đỉnh d a  700(mm)

26

Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi
đó cần gia công đạt độ nhám bề mặt Ra = 2,5  1, 25 m . Vậy chọn

Z R = 0,95
 [ H ]CX = [ ].ZV .Z R .K XH = 440,9.1.0,95.1 = 418,8( MPa)

Độ chênh lệch :
 =

|  H − [ H ]CX |
| 418,8 − 405, 29 |
.100% =
.100% = 3, 2%  4%
CX
[ H ]
418,8

 Thỏa mãn độ bền tiếp xúc, tính lại 𝑏𝑤3

Vậy chiều rộng vành răng của cấp chậm là:
bw 4 = 68 (mm)

bw3 = bw + (5-10)mm= 74(mm)
4

2.2.6. Kiểm nghiệm răng độ bền về uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra tại chỗ răng phải thỏa mãn
2.T2 .K F .Y .Y .YF 3


=
 [ F3 ]
điều kiện : F3
bw3 .d w3 .m

F =
4

 F .YF
3

YF3

4

 [ F4 ]

Trong đó :

T2 - momen xoắn bánh chủ động (N.mm)

m - mô đun pháp (mm)
bw3 - chiều rộng vành răng (mm)
d w3 - đường kính vịng lăn bánh chủ động (mm)

27