BẢN THUYẾT MINH đồ án môn học THIẾT kế máy TÍNH TOÁN THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG BĂNG tải

Đồ á n thiết kế má y
BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MƠN HỌC THIẾT KẾ MÁY
TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
------------------------------------

Số liệu cho trước:
1.Lực kéo băng tải

F = 3000 (N)

2. Vận tốc băng tải

V = 1,25(m/s)

3. Đường kính tang

D = 330 (mm)

4. Thời gian phục vụ

Lh = 13200 (giờ)

5. Số ca làm việc

soca = 2 ca

6. Làm việc 5 năm , năm làm việc 330 ngày, ngày làm 8h
7. Đặc tính làm việc tải trọng thay đổi rung động nhẹ.

PHẦN I. TÍNH TỐN THƠNG SỐ ĐỘNG HỌC
CỦA HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

1.Chọn động cơ điện :
a. Xác định công suất:
Công suất động cơ phải thoả mãn Pđ/c > Py/c


Đồ á n thiết kế má y

Trong đó: Py/c là công suất yêu cầu của động cơ
Với

Py/c =Ptd =

Pct . 


*Pct Công suất trên trục công tác, theo CT(2.8)(2.10) và (2.11)

(TL1) ta có
Pct



PV
.
3000.1, 25

 3,75
1000
1000

(kw)

*β: Hệ số tải trọng tương đương, tính theo cơng thức:

n  Pi 2 ti
n T   t 
         i   i 
i1 P1  tck
i1 T1   tck 
Thay số các giá trị

Tmm = 1,4 T1

t1 = 4 h

T2 = 0,6T1

t2 = 4 h
tCk=8 h

4
4
  12   0,62   0,825  1
8
8
=>
n
   i
i 1
*η: Hiệu suất bộ truyền

2.3
 TL1
Tra bảng tr19
ta có:

Hiệu suất bánh răng trụ: ηbr =

0,96 – 0,98

Chọn

ηbr = 0,97

Hiệu suất ổ lăn:

ηol = 0,99 – 0,995

ηol = 0,99

Hiệu suất đai thang:

ηd = 0,95 – 0,96

ηd = 0,95

Hiệu suất khớp:

ηk = 0,99 – 1

ηk

=> η = 0,972 . 0,994 . 0,95. 1 = 0,8586
=>

Py/c =Ptd =

Pct .  3,75.0,825

 4,6 (kw)

0,8586

vậy công suất yêu cầu là :Py/c = 4,6 (kw)
b. Chọn động cơ điện

=1


Đồ á n thiết kế má y
Tra bảng 2P trang [321-323] đối với động cơ không đồng bộ ba pha TL
TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998 ta có các động cơ sau:
Kiểu động

Vận tốc

Hiệu suất η

Mm/Mđ

cơ

Công suất

(vg/Ph)

(%)

m

A02-41-4

4

1450

86

1,5

A02-42-4

5,5

1450

88

1,5

A02-42-2

5,5

2910

87

1,6

Dựa vào điều kiện mở máy chọn động cơ A02-42-4 / 5,5 KW
Động cơ điện khơng đồng bộ ba pha có rơto doản mạch
N (KW) n (vg/ph) η (%) Mm/Mđm Mmax/Mđm Mmin/Mđm Khối lượng
5,5

1450

88

1,5

2

0,8

2. Phân phối tỷ số truyền:
a. Xác định tỷ số truyền chung:
Dựa vào điều kiện làm việc ta có tốc độ của băng tải là:
nlv 

60.103.v 60.103.1, 25


 72,34
D
 .330

Tỷ số truyền chung của bộ truyền là:
ichung 

i
i
Mà

chung

ngoai


  u
 2,5


i .i
hop

i

xich

ndc 1450


 20
nct 72,34

ngoai

hop



u

chung

u

ngoai



20
2,5

8

b. Phân phối tỷ số truyền:
Theo yêu cầu về bôi trơn chỗ ăn khớp của các cặp bánh răng trong hộp
giảm tốc. Cụ thể là hai bánh răng lớn của hai cấp đều phải được bôi trơn,
nhưng chú ý là bánh răng lớn của cấp nhanh do tốc độ quay lớn hơn nên
phải ngập trong dầu ít hơn tránh lãng phí do tổn thất khuấy dầu.

66,5


Đồ á n thiết kế má y
Do đó ta có thể phân phối sơ bộ tỷ số truyền như sau:

in  (1, 2  1,3)ic

=> Chọn

in  1,3.ic

Suy ra tỷ số truyền cấp chậm là:

ic 

ihop
1,3

 2, 48  in  1,3.2, 48  3, 224

3. Tính tốn các thơng số động học :
a. Cơng suất:
Cơng suất Pi tính từ trục công tác về trục động cơ .
Với hộp khai triển thường ta có :

P  4,6(kW )
dc
P  Pdc . .  4,6.0,95.0,99  4,33(kW )
1

d ol
P  P3. .  4,33.0,97.0,99  4,16(kW )
2
br ol
P  P . .  4,16.0,97.0,99  3,99( kW )
3 2 br ol
'  P . .  3,99.0,99  3,95(kW )
Pct
3 ol k
b. Tốc độ quay:
Tốc độ quay tính từ trục động cơ đến trục công tác:

ndc  1450  vg / p 
n1 

ndc 1450

 580(vg / p )
id
2,5

n2 

n1
580

 180(vg / p )
in
3, 224

n3 

n2
180

 72, 6(vg / p )
ic
2, 48

nct  n3  72,6(vg / p )
c. Mômen xoắn trên trục:
P
Ti  9,55.106 i  Boqua 
ni


Đồ á n thiết kế má y
Mômen xoắn trên trục động cơ:
P
5,5
Tdc  9,55.106 dc  9,55.106
 30296,6  N .mm 
n
1450
dc

Mômen xoắn trên trục 1:

P
4,33

T  9,55.106 1  9,55.106
 71295,7  N .mm 
1
n
580
1
Mômen xoắn trên trục 2:

P
4,16
T  9,55.106 2  9,55.106
 220711,1 N .mm 
2
n
180
2
Mômen xoắn trên trục 3:
P
3,99
T  9,55.106 3  9,55.106
 524855, 4  N .mm 
3
n
72,6
3

Mômen xoắn trên trục công tác:

P
3,95

Tct  9,55.106 ct  9,55.106
 519593,7  N .mm 
nct
72,6
Bảng thông số động học:
Động cơ
Tỷ số truyền

1

2,5

2
3,224

3

Cơng tác

2,48

P (kW)

4,6

4,33

4,16

3,99

3,95

n(Vg/p)

1450

580

180

72,6

72,6

30296,6

71295,7

220711,1

524855,4

519593,7

T(N.mm)

PHẦN II :TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN NGỒI
Bộ Truyền đai
Ta có:

Cơng suất làm việc:

P = Pdc = 4,6 (kW)


Đồ á n thiết kế má y
Tốc độ quay:

n = ndc = 1450 (Vg/p)

Tỉ số truyền:

u = ud = 2,5

Mômen xoắn trên trục động cơ:
Bộ truyền làm việc 2 ca, tải trọng thay đổi, rung động nhẹ, góc
nghiêng đường nối tâm với bộ tryền ngoài là 0o.
1. Chọn loại đai
Dựa vào tốc độ làm việc và công suất động cơ điện và bảng (5-13) trang
93 tài liệu [1] ta chọn đai loại A
Kích thước tiết diện đai thang loại A là:
ao
h
11mm
8 mm
2. Định đường kính bánh đai

a
13

ho
2,8

F
81 mm2

Dựa vào bảng (5-14) trang 93 tài liệu 1 ta có:
Đường kính bánh nhỏ của đai là: D1 = 160 mm
Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện:
v

 D1n1
 .160.1450

 12,15 (m /s)  v max  (30  35) m / s
60.1000
60.1000

Tính đường kính bánh đai lớn D2 theo cơng thức (5-4) trang 84 tài liệu [1]

D2  id .D1.(1   )  2,5.160.(1  0, 02)  392 ( mm)
Với hệ số trượt ξ của đai hình thang là ξ = 0,02
Chọn D2 = 400 (mm)
Tính lại số vịng quay thực của bánh dẫn trong 1 phút


Đồ á n thiết kế má y
n2  (1   )

D1

D
.n1  (1  0, 02). 1 .580  568, 4 vg/p
D2
D2

So với tốc độ ban đầu chênh lệch ít nên không cần chọn lại đường kính
bánh đai
i

Tỷ số truyền i thực tế là:

n1 1450

 2,55
n2 568, 4

3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A
Khoảng cách trục A phải thỏa mãn điều kiện :
0,55( D1  D2 )  h  A  2( D1  D2 )

Chọn A theo tỉ số truyền và đường kính bánh đai lớn theo bảng (5-16)
trang 94 tài liệu [1]
Chọn A = 1,2.D2 = 1,2.400 = 480 mm
4. Đính chính xác chiều dài L và khoảng cách trục A
Theo khoảng cách sơ bộ A tính chiều dài L theo cơng thức (5-1) trang 83
và quy tròn theo tiêu chuẩn bảng (5-12) trang 92 tài liệu [1]
( D2  D1 ) 2

L  2 A  ( D2  D1 ) 
2

4A

(400  160) 2
 2.480  (400  160) 
 1870 mm
2
4.480

Chọn L = 1900 mm
Kiểm nghiệm số vòng chạy của dây đai trong 1 giây theo công thức (5-20)
trang 94 tài liệu [1]
u

v 12,15

 6, 4 (m / s)  umax  10 ( m / s)
L
1,9


Đồ á n thiết kế má y
Xác định chính xác khoảng cách trục A theo công thức(5-2) trang 83 tài
liệu [1] theo L đã chọn theo tiêu chuẩn:
2 L   ( D2  D1 )  [2 L   ( D2  D1 )]2  8( D2  D1 ) 2
A 
8
2.1900   (400  160)  [2.1900   (400  160]2  8(400  160) 2

8
 496 mm

Kiểm nghiệm lại trục A theo công thức (5-19) trang 94 tài liệu [1]
0,55( D2  D1 )  h  A  2( D2  D1 )


316  496  1120

(thoa man)

Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai :
Amin  A  0, 015 L  467,5 mm

Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng:
Amax  A  0, 03L  553 mm

5. Kiểm nghiệm góc ơm
Kiểm nghiệm góc ơm α1 theo cơng thức (5-3) trang 83 tài liệu [1]

1  180o 

D2  D1 o
.57  172,8o  120o
A

(thỏa mãn)

6. Xác định số đai cần thiết
Số đai cần thiết tính theo cơng thức (5-22) trang 95 tài liệu 1
Z

1000.
1000.4, 6

 3, 73
v[ p ]0 Ct Cv C F 12,15.1, 7.0,8.1.0,92.81

Chọn ứng suất căng ban đầu σo =1,2 N/mm2 và theo trị số D1 tra bảng
(5-17) trang 95 tài liệu [1] ta tìm được ứng suất có ích cho phép là:


Đồ á n thiết kế má y
[σp]o = 1,7 N/mm2
Các hế số :
Ct – hệ số ảnh hưởng của chế độ tải trọng

Ct = 0,8

Cv – hệ số ảnh hưởng của vận tốc

Cv = 1

Cα – hệ số ảnh hưởng của góc ơm

Cα = 0,92

v – vận tốc đai, m/s

v = 12,15

F – diện tích tiết diện đai, mm2

F = 81

Chọn Z = 4 đai
7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
Chiều rộng bánh đai tính theo cơng thức (5-23) trang 96 tài liệu [1]
B  ( Z  1)t  2S  (4  1).16  2.10  68 mm

Trong đó : t = 16 , h = 10 , ho = 3,5
được tra trong bảng (10-3) trang 257 tài liệu [1]
Đường kính ngồi của các bánh đai tính theo cơng thức (5-24) trang 96
Dn1  D1  2ho  160  2.3,5  167 mm 

Dn 2  D2  2ho  400  2.3,5  407 mm 

8. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu tác dụng lên mỗi đai tính theo cơng thức (5-25) trang 96
So   o .F  1, 2.81  97, 2 N

Trong đó : σo - ứng suất căng ban đầu , n/mm2
F – diện tích 1 đai, mm2


Đồ á n thiết kế má y
Lực tác dụng lên trục tính theo cơng thức (5-26) trang 96 tài liệu [1]
R  3So Z sin

1
172,8
 3.97, 2.4.sin

 1164 N
2
2

PHẦN III: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC
1. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm.
1.1.

Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

Bộ truyền làm việc chịu tải trọng trung bình và vận tốc nhỏ nên dùng thép
thường hóa để chế tạo bánh răng.
- Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 50 được thường hóa, giả thiết vơi rèn
nhỏ hơn 100 mm. Có cơ tính như sau :
+ Giới hạn bền kéo : σbk = 620 N/mm2
+ Giới hạn chảy : σch = 320 M/mm2
+ Độ rằn HB (180-230)HB : Chọn 220 HB
- Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 35 được thường hóa, giả thiết vơi rèn
có độ lớn từ 100 – 300 mm. Có cơ tính như sau :
+ Giới hạn bền kéo : σbk = 540 N/mm2
+ Giới hạn chảy : σch = 270 M/mm2
+ Độ rằn HB (150-210)HB : Chọn 190 HB
1.2.

Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép.
Dựa vào công thức (3-1) trang 38 tài liệu [1] để chọn tính ứng suất t.xúc
cho phép.

   tx     Notx k N'


Đồ á n thiết kế má y
Trong đó : [σ]Notx - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng làm
việc lâu dài phụ thuộc và độ rắn HB lấy theo bảng (3-9) trang 43
Vật liệu là thép thường hóa nên [σNotx] = 2,6HB N/mm2
k’N – hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc
No – số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Theo bảng (3-9) No = 107 chu kỳ
Ntd – số chu kỳ tương đương tính theo cơng thức (3-4) trang 42
3

Mi
N td 1  60u 
.n1.T  60.1.(0, 63  1).0,5.180.5.330.8  86676480
M max
(chu kỳ)
N td 2  60u 

3

Mi
.n2 .T  60.1.(0, 63  1).0,5.72, 6.5.330.8  34959513, 6
M max
( chu kỳ )

Do số chu kỳ tuong đương của bánh nhỏ và bánh lớn đều lớn hơn No nên
ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc k’N = 1.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ là :

  tx1    Notx .k N'  2, 6.220.1  572

( N / mm2 )

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn là :

  tx 2    Notx .k N'  2, 6.190.1  494

( N / mm 2 )

Chọn ứng suất tiếp xúc lớn hơn để tính , suy ra [σ]tx = 572 N/mm2
b. Ứng suất uốn cho phép
Vì răng làm việc 1 mặt nên ứng suất uốn cho phép được tính theo công
thức (3-5) trang 42 tài liệu [1].

  u 

o k ''n 1,5. 1k '' N

nK 
nK 


Đồ á n thiết kế má y
Trong đó:
+ σ-1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng . Lấy gần đúng đối với
thép σ-1 = 0,43 σbk
+ n – hệ số an tồn, đối với thép thường hóa n = 1,5
+ Kσ – hệ số tập trung ứng suất ở chân răng, đối với thép thường hóa

Kσ = 1,8
+ k’’N – hệ số chu kỳ ứng suất uốn , tính theo cơng thức
k N'' 

m

No
N td

No – số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn No = 5.106
Ntd – số chu kỳ tương đường tính theo công thức :
N td  60u 

m

Mi
.ni .Ti
M max

với m =6 đối với thép thng hóa

N td 1  60.1.(0, 66  1).0,5.180.5.330.8  74605639, 68 (chu ky )
N td 2  Ntd 1 / ic  23140701,1 (chu ky )
k N'' 1 

Suy ra :

6

No

 0, 637,
N td 1

k N'' 2 

6

No
 0, 741
N td 2

Vậy ứng suất uốn cho phép trên từng bánh răng là :

1.3.

   u1 

1, 5. 1k ''N 1 1,5.0, 43.620.0, 673

 99, 68 N / mm 2
nK 
1,5.1,8

  u 2 

1,5. 1k ''N 2 1,5.0, 43.540.0, 741

 95,59 N / mm2
nK 
1,5.1,8

Chọn sơ bộ hệ thống tải trọng K


Đồ á n thiết kế má y
Bộ truyền có khả năng chạy mịn và cá ổ bố trí đối xứng nên chọn Ksb =1,3
1.4.

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng

Bộ truyền bánh răng trụ chịu tải trọng trung bình nên chọn ψA = 0,3
1.5.

Xác định khoảng cách trục A

Dựa vào cơng thức (3-10) trang 45 tài liệu [1] ta có :
 1, 05.106
3
A  (i  1) 
    .i
tx


2

 K .N
 .
  A n2

Trong đó :

+ A – khoảng cách trục, mm
+ ψA – hệ số chiều rộng bánh răng,

ψA = 0,3

+ i – tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm,

i = 2,48

+ n2 – số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn, n2 = 72,6 vg/p
+ N – công suất của bộ truyền, N = 4,16 kW
+ K – hệ số tải trọng,

K = 1,3

+ θ’ – hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tĩnh theo sức bề tiếp xúc
của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng , θ’= 1,25
Vậy khoảng cách trục A là :
2

 1, 05.106 
1, 3.4,16
3
A  (2, 48  1) 
 166 mm
 .
 572.2, 48  0, 3.1, 25.72, 6

Chọn A = 185 mm

Đồ á n thiết kế má y
1.6.

Tính vận tốc vịng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo
bánh răng.

Vận tốc vịng tính theo cơng thức (3-17) trang 46 tài liệu [1].
v

2A.n1
2.185.180

 1, 002 m / s
60.1000.(i  1) 60.1000.(2, 48  1)

Theo bảng (3-11) trang 46 tài liệu [1] chọn cấp chính xác để chế tạo bánh
răng là 9 .
1.7.

Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A.

Hệ số tải trọng K được tính theo cơng thức :

K  K tt K d
Trong đó :
+ Ktt – hệ số tập trung tải trọng, đối với bộ truyền có khả năng chạy
mịn , tải trọng thay đổi ra bảng (3-12) ta được Ktt bảng = 1,03

K tt 

K ttbang  1
2

 1, 015

+ Kd – hệ số tải trọng động, tra bảng (3-14) trang 48 chọn Kd =1,2
Suy ra, hệ số tải trọng K = 1,015.1,2 = 1,218
So với Ksb chênh lệch khôang qua nhiều nên khơng cần tính lại A
1.8.

Xác định modun, số răng , chiều rộng bánh răng và góc nghiêng
của bánh răng.

Modun được chọn theo khoảng cách trục A:
mn = 0,02A=0,02.185=3,7, chọn mn = 4
Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 20o


Đồ á n thiết kế má y
Số răng bánh dẫn tính theo cơng thức (3-26) trang 49 tài liệu [1]
Z1 

2 A cos  2.185.cos(20)

 24,97
mn (i  1)
4.(2, 48  1)

Chọn Z1 = 25 răng.

Số răng bánh lớn tính theo công thức (3-27) trang 50 tài liệu [1]:

Z 2  ic .Z1  2, 48.25  62
Chọn Z2 = 64 răng.
Tính chính xác bánh răng nghiêng theo cơng thức (3-28) trang 50 tl [1]
cos  

( Z1  Z 2 ).mn  25  64  .4

 0,9621    15,82o
2A
2.185

Góc ăn khớp:
cos  tw 

( Z1  Z 2 ).mn .cos()  25  64  .4.cos(20)

 0,904    25,3o
2A
2.185

Tính chiều rộng bánh răng :

b   A . A  0,3.185  55,5 (mm) 

2,5.mn
 36, 68 mm
sin 

Chọn chiều rộng bánh răng lớn b2 = 60mm và bánh răng nhỏ b1 =70mm
1.9.

Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

Tính số răng tương đương theo công thức (3-37) trang 52 tài liệu [1]

Bánh răng nhỏ :

Bánh răng lớn :

Z td 1 

Z1
25

 25,98
2
2
cos  cos (15,82)

Z td 2 

Z2
64

 66,52
2
2
cos  cos (15,82)

Đồ á n thiết kế má y
Dựa vào bảng (3-18) chọn hệ số dang răng y1 = 0,429 ; y2 = 0,499
Chọn hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tihs theo sức bền uốn : θ” =1,5
Kiểm nghiệm ứng suất uốn theo công thức (3-34) trang 51 tài liệu [1] đối với
bánh răng nhỏ :
u1 

19,1.106.K .N1
19,1.106.1, 218.4,16

 39,56 N / mm 2
2
2
y1.mn .Z1.n1.b. '' 0, 429.4 .25.180.52,8.1,5

u1     u1  99, 68 N / mm 2

Đối với bánh răng lớn , kiểm nghiệm theo công thức (3-40) trang 52
 u1   u1

y1
0, 429
 39,56.
=34 N / mm 2
y2
0, 499

u 2    u 2  95,59 N / mm 2

1.10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép tính theo công thức (3-43) trang 53 [1]
- Bánh nhỏ :
- Bánh lớn :

 
 

txqt 1

txqt 2

 2,5.2, 6.220  1430 N / mm 2
 2,5.2, 6.190  1235 N / mm 2

Ứng suất uốn cho phép tính theo cơng thức (3-46) trang 53 [1]
- Bánh nhỏ :
- Bánh lớn :

 
 

uqt 1

uqt 2

 0,8.320  256 N / mm2
 0,8.270  216 N / mm 2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc theo công thức (3-41) trang 53 [1]
 txqt1  tx K qt  572. 1, 4  676,8 N / mm 2

, trong đó Kqt = 1,4


Đồ á n thiết kế má y
Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn giá trị cho phép đối với cả bánh nhỏ và
bánh lớn.
Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức (3-42) trang 53 [1]
- Đối với bánh nhỏ :

 uqt1  u1.K qt  99, 68.1, 4  139,552 N / mm 2

- Đối với bánh lớn :

 uqt1  u 2 .K qt  95,59.1, 4  133,826 N / mm 2

Ứng suất bề quá tải nhỏ hơn giá trị cho phép đối với cả bánh răng nhỏ và
bánh răng lớn.
1.11. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền.
Dựa vào bảng (3-2) trang 36 [1] ta có bảng sau:

Tên thơng số
Khoảng cách trục
Modun pháp
Chiều cao răng
Chiều cao đầu răng
Độ hở hướng tâm
Đường kính vịng chia

Đường kính vịng lăn
Đường kính vịng chân
răng
Đường kính vịng đỉnh
răng

Cơng thức
A
mn
h
hd
c
dc1
dc2
d1
d2
Dl1
Dl2
De1
De2

1.12. Tính lực tác dụng.

Lực vịng :

P

2M x 2.220711,1

 4244, 4 N

d
104

Giá trị
185
4
9
4
1
104
266
104
266
94
256
112
274


Đồ á n thiết kế má y

Lực hướng tâm :

Pr 

P.tg  n 4244, 4.tg (20)

 1605, 7 N
cos 
cos(15,82)

Lực dọc trục : Pa  P.tg  4244, 4.tg (15,82)  1202, 6 N


Đồ á n thiết kế má y
2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh.
2.1.

Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

Bộ truyền làm việc chịu tải trọng trung bình và vận tốc nhỏ nên dùng thép
thường hóa để chế tạo bánh răng.
- Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45 được thường hóa, giả thiết vơi rèn
nhỏ hơn 100 mm. Có cơ tính như sau :
+ Giới hạn bền kéo : σbk = 600 N/mm2
+ Giới hạn chảy : σch = 300 M/mm2
+ Độ rằn HB (170-220)HB : Chọn 200 HB
- Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 35 được thường hóa, giả thiết vơi rèn
có độ lớn từ 100 – 300 mm. Có cơ tính như sau :
+ Giới hạn bền kéo : σbk = 500 N/mm2
+ Giới hạn chảy : σch = 260 M/mm2
+ Độ rằn HB (140-190)HB : Chọn 170 HB
2.2.

Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Dựa vào công thức (3-1) trang 38 tài liệu [1] để chọn tính ứng suất t.xúc
cho phép.

   tx     Notx k N'
Trong đó : [σ]Notx - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng làm
việc lâu dài phụ thuộc và độ rắn HB lấy theo bảng (3-9) trang 43
Vật liệu là thép thường hóa nên [σNotx] = 2,6HB N/mm2
k’N – hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc


Đồ á n thiết kế má y
No – số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Theo bảng (3-9) No = 107 chu kỳ
Ntd – số chu kỳ tương đương tính theo cơng thức (3-4) trang 42
3

Mi
N td 1  60u 
.n1.T  60.1.(0, 63  1).0,5.580.5.330.8  279290880
M max
(chu kỳ)
3

Ntd 2

Mi
 60u 
.n2 .T  60.1.(0, 63  1).0,5.180.5.330.8  86676480
M max
( chu kỳ )

Do số chu kỳ tuong đương của bánh nhỏ và bánh lớn đều lớn hơn No nên
ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc k’N = 1.

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ là :

  tx1    Notx .k N'  2, 6.200.1  520

( N / mm2 )

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn là :

  tx 2    Notx .k N'  2, 6.170.1  442

( N / mm 2 )

Chọn ứng suất tiếp xúc lớn hơn để tính , suy ra [σ]tx = 520 N/mm2
b. Ứng suất uốn cho phép
Vì răng làm việc 1 mặt nên ứng suất uốn cho phép được tính theo cơng
thức (3-5) trang 42 tài liệu [1].

  u 

o k ''n 1,5. 1k '' N

nK 
nK 

Trong đó:
+ σ-1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng . Lấy gần đúng đối với
thép σ-1 = 0,43 σbk
+ n – hệ số an tồn, đối với thép thường hóa n = 1,5

Đồ á n thiết kế má y
+ Kσ – hệ số tập trung ứng suất ở chân răng, đối với thép thường hóa
Kσ = 1,8
+ k’’N – hệ số chu kỳ ứng suất uốn , tính theo cơng thức
k N'' 

m

No
N td

No – số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn No = 5.106
Ntd – số chu kỳ tương đường tính theo cơng thức :
m

Mi
N td  60u 
.ni .Ti
M max

với m =6 đối với thép thng hóa

N td 1  60.1.(0, 66  1).0,5.580.5.330.8  240395950,1 (chu ky )
N td 2  Ntd 1 / in  74564500, 65 (chu ky )
k N'' 1 

Suy ra :

6

No
 0, 524 ;
N td 1

k N'' 2 

6

No
 0, 637
N td 2

Vậy ứng suất uốn cho phép trên từng bánh răng là :

2.3.

   u1 

1,5. 1k ''N 1 1,5.0, 43.600.0,524

 75,1 N / mm 2
nK 
1,5.1,8

  u 2 

1,5. 1k ''N 2 1,5.0, 43.500.0, 637

 76, 09 N / mm 2
nK 

1,5.1,8

Chọn sơ bộ hệ thống tải trọng K

Bộ truyền có khả năng chạy mịn và cá ổ bố trí đối xứng nên chọn Ksb =1,3
2.4.

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng

Bộ truyền bánh răng trụ chịu tải trọng trung bình nên chọn ψA = 0,3
2.5.

Xác định khoảng cách trục A


Đồ á n thiết kế má y
Dựa vào công thức (3-10) trang 45 tài liệu [1] ta có :
 1, 05.106
3
A  (i  1) 
    .i
tx


2

 K .N
 .
  A n2

Trong đó :
+ A – khoảng cách trục, mm
+ ψA – hệ số chiều rộng bánh răng,

ψA = 0,3

+ i – tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm,

i = 3,224

+ n2 – số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn, n2 = 180 vg/p
+ N – công suất của bộ truyền, N = 4,16kW
+ K – hệ số tải trọng,

K = 1,3

+ θ’ – hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tĩnh theo sức bề tiếp xúc
của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng , θ’= 1,25
Vậy khoảng cách trục A là :
2

 1, 05.106 
1, 3.4,16
3
A  (3, 224  1) 
 133,3 mm
 .
 520.3, 224  0,3.1, 25.180

Chọn A = 150 mm

2.6.

Tính vận tốc vịng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo
bánh răng.

Vận tốc vịng tính theo cơng thức (3-17) trang 46 tài liệu [1].

Theo bảng (3-11) trang 46 tài liệu [1] chọn cấp chính xác để chế tạo bánh
răng là 9 .


Đồ á n thiết kế má y

2.7.

Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A.

Hệ số tải trọng K được tính theo cơng thức :

K  K tt K d
Trong đó :
+ Ktt – hệ số tập trung tải trọng, đối với bộ truyền có khả năng chạy
mòn , tải trọng thay đổi ra bảng (3-12) ta được Ktt bảng = 1,03

K tt 

K ttbang  1
2

 1, 015

+ Kd – hệ số tải trọng động, tra bảng (3-14) trang 48 chọn Kd =1,2
Suy ra, hệ số tải trọng K = 1,015.1,2 = 1,218
So với Ksb chênh lệch khơang qua nhiều nên khơng cần tính lại A
2.8.

Xác định modun, số răng , chiều rộng bánh răng và góc nghiêng
của bánh răng.

Modun được chọn theo khoảng cách trục A:
mn = 0,02A=0,02.150=3, chọn mn = 3
Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 20o
Số răng bánh dẫn tính theo công thức (3-26) trang 49 tài liệu [1]
Z1 

2 A cos  2.150.cos(20)

 22, 25
mn (i  1) 3.(3, 224  1)

Chọn Z1 = 23răng.
Số răng bánh lớn tính theo công thức (3-27) trang 50 tài liệu [1]:


Đồ á n thiết kế má y
Z 2  ic .Z1  3, 224.23  74,15
Chọn Z2 = 75 răng.
Tính chính xác bánh răng nghiêng theo cơng thức (3-28) trang 50 tl [1]
cos  

( Z1  Z 2 ).mn  23  75  .3

 0,98    11,5o
2A
2.150

Góc ăn khớp
cos  tw 

( Z1  Z 2 ).mn .cos()  23  75  .3.cos(20)

 0,92   tw  23,07 o
2A
2.150

Tính chiều rộng bánh răng :

b   A . A  0,3.150  45 (mm) 

2,5.mn
 37, 6 mm
sin 

Chọn chiều rộng bánh răng lớn b2 = 45 mm và bánh răng nhỏ b1 = 55 mm
2.9.

Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

Tính số răng tương đương theo công thức (3-37) trang 52 tài liệu [1]

Bánh răng nhỏ :

Bánh răng lớn :

Ztd 1 

Z1
21

 21,8
2
2
cos  cos (11,5)

Z td 2 

Z2
75

 78,1
cos 2  cos 2 (11,5)

Dựa vào bảng (3-18) chọn hệ số dang răng y1 = 0,429 ; y2 = 0,551
Chọn hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tihs theo sức bền uốn : θ” =1,5
Kiểm nghiệm ứng suất uốn theo công thức (3-34) trang 51 tài liệu [1] đối với
bánh răng nhỏ :


Đồ á n thiết kế má y
19,1.106.K .N1

19,1.106.1, 218.4,16
u1 

 29 N / mm 2
2
2
y1.mn .Z1.n1.b. '' 0, 429.3 .23.580.43, 2.1,5

u1    u1  75,1 N / mm 2

Đối với bánh răng lớn , kiểm nghiệm theo công thức (3-40) trang 52
 u1   u1

y1
0, 429
 30.
=24,3 N / mm 2
y2
0,511

u 2    u 2  76,09 N / mm 2

2.10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
Ứng suất tiếp xúc q tải cho phép tính theo cơng thức (3-43) trang 53 [1]
- Bánh nhỏ :
- Bánh lớn :

 
 

txqt 1

txqt 2

 2,5.2, 6.200  1300 N / mm 2
 2,5.2, 6.170  1105 N / mm 2

Ứng suất uốn cho phép tính theo cơng thức (3-46) trang 53 [1]
- Bánh nhỏ :
- Bánh lớn :

 
 

uqt 1

uqt 2

 0,8.300  240 N / mm2
 0,8.260  208 N / mm2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc theo công thức (3-41) trang 53 [1]
 txqt 1  tx K qt  520. 1, 4  615,3 N / mm 2

, trong đó Kqt = 1,4

Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn giá trị cho phép đối với cả bánh nhỏ và
bánh lớn.
Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức (3-42) trang 53 [1]
- Đối với bánh nhỏ :

 uqt1  u1.K qt  75,1.1, 4  105, 04 N / mm 2