THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

ĐỀ TÀI
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

- Sơ đồ hệ thống dẫn động như hình dưới đây: (1. Động cơ điện, 2.
Hộp giảm tốc, 3. Nối trục đàn hồi, 4. Tang cuốn băng tải).
- Các số liệu cho trước :
P = 4800 (N)
V = 1,53 (m/s)
D = 360 (mm)
Đặc tính tải: tải trọng thay đổi, rung động nhe.
Thời gian phục vu: 5 năm 06 tháng; một năm làm việc 320
ngày, một ngày làm 16 giờ.
Làm việc một chiều.
1


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

2


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Mục lục
I - Chọn động cơ
truyền………………3

và

II Tính
tốn
thiết
truyền……………………...6

phân

phối

kế

các

III
Thiết
kế
trục…………………………………....26
IV
Tính
chọn
trục.................................47

ổ

trục,

tỉ

số
bộ

các

then,

nối

V - Tính chọn các chi tiết lắp trên hộp giảm
tốc.............56

3


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
I. Chọn động cơ
1. Chọn kiểu động cơ
- Hiện nay, có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và
động cơ điện xoay chiều. Để thuận tiện, phù hợp với lưới điện hiện
nay, ta chọn động cơ điện xoay chiều. Trong số các loại động cơ điện
xoay chiều ta chọn động cơ khơng đồng bộ ba pha lồng sóc (ngắn
mạch). Với những ưu điểm như: kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá
thành rẻ, độ tin cậy cao, thuận tiện vì có thể mắc trực tiếp vào lưới
điện ba pha.
2. Các kết quả tính tốn trên băng tải
a) Mơmen thực tế trên băng tải
Tbt = = = 864 (Nm)
b) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
- Số vòng quay đồng bộ của động cơ được xác định theo công thức:
nđb =

Trong đó: f là tần số dịng điện xoay chiều, ở nước ta là 50Hz.
p là số đôi cực từ (chọn p = 2)
➩nđb = = 1500 (vòng/ phút)
- Căn cứ vào vận tốc vòng của băng tải, chọn số vòng quay của băng tải
là:
nbt = (vòng/ phút)
Với v: vận tốc vòng băng tải (v = 1.53 m/s)
D: đường kính tang cuốn băng tải (D = 360mm)
➩nbt = =81 (vòng/ phút)
c) Xác định hiệu suất hệ thống
Gọi ⴄht là hiệu suất tồn hệ thống, được xác định theo cơng thức:
ⴄht = ⴄBRCôn.ⴄBRNghiêng.ⴄổl4
Với ⴄBRCôn: hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng côn.
ⴄBRNghiêng: hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng nghiêng.
ⴄổl: hiệu suất của cặp ổ lăn.
Theo bảng 2.1 ta chọn được
4


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

ⴄBRCôn = 0,97; ⴄBRNghiêng = 0,97; ⴄổl = 0,99
Thay vào ta có:
ⴄht = ⴄBRCơn.ⴄBRNghiêng.ⴄổl4= 0,97.0,97.(0,99)4 = 0,9
3. Chọn động cơ điện theo công suất
- Công suất làm việc của động cơ:
Nlv = = = 7,344 (kW)
- Công suất định mức của động cơ:
Nđm = = 8,16 (kW)
Từ các thơng số đã tính tốn, có thể chọn loại động cơ 4A mang nhãn

hiệu 4A132M4Y3 có các thông số kỹ thuật như sau :
Kiểu động
cơ
4A132M4Y
3

Công
suất
kW

Vận tốc
quay, v/ph

ⴄ%

Cos

11

1458

87,5

0,87

Khối
lượng
(kg)
2,2


2,0

110

5


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

II. Phân phối tỉ số truyền
Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho
tồn bộ hệ thống.
iht = = = 18
mà iht = ibrc.ibrn
ibrc – tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn.
ibrn – tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng.
Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp, với mục tiêu là làm cho kích
thước của hộp giảm tốc là nhỏ nhất, nên chọn tỉ số truyền cấp nhanh và
cấp chậm như sau:
Chọn ibrc = 4,5
➩ ibrn = = 4
Vậy kết quả về tỉ số truyền các bộ truyền trong hệ thống là:
Bộ truyền bánh răng côn: ibrc = 4,5;
Bộ truyền bánh răng nghiêng: ibrn = 4.
III. Xác định các thông số động học và lực của các trục.
Trục

Trục
động cơ


Trục I

Thông Số
Tỉ số truyền
1
i
Vận tốc
quay
1458
1458
n(vg/ph)
Công suất
8,16
8,05
P(kW)
Momen
xoắn
53448,5 52728
T(N.mm)

Trục II
4,5

Trục III
4

Trục
công tác
1


324

81

81

7,73

7,42

7,344

227844,1 874827,2

865866,
6

6


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Phần II : Tính toán thiết kế các bộ truyền
I. Thiết kế bộ truyền bánh răng
I-1. Bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh
1. Chọn vật liệu.
Chọn loại vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu của hệ thống : tải
trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật
tư được cung cấp,… Đối với hộp giảm tốc côn – trụ 2 cấp chịu công suất
nhỏ (P = 11kW), ta chọn vật liệu thuộc nhóm I. Vì nhóm I có độ cứng

HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tơi cải thiện. Nhờ có độ
cứng thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ
truyền có khả năng chạy mòn. Theo bảng 6.1, trang 92, TTTKHDĐCK
tập 1, chọn :
*Bánh nhỏ :
+ Thép 45 tôi cải thiện.
+ Độ cứng HB = 241-285.
+ Giới hạn bền = 850 MPa.
+ Giới hạn chảy = 580 MPa.
Chọn độ cứng bánh nhỏ HB1 = 250.
*Bánh lớn :
+ Thép 45 tôi cải thiện.
+ Độ cứng HB = 192-240.
+ Giới hạn bền = 750 MPa.
+ Giới hạn chảy = 450 MPa.
Chọn độ cứng bánh nhỏ HB2 = 240.
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 :
[ = .ZR.Zv.KxH.KHL
[ = .YR.Ys.KxF.KFL.KFC
Trong đó :
Zr – hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng làm việc.
Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
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.
7



THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền
uốn.
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1,
phương trình ứng suất trở thành :
[ = .KHL
[ = .KFL.KFC
Trong đó:
và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở; SH và SF là hệ số an tồn khi tính về
tiếp xúc và uốn, theo bảng 6.2, trang 94, TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
= 2HB + 70
; SH = 1,1
= 1,8HB
; SF = 1,75
Từ đó ta có kết quả :
= 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa
= 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa
= 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa
= 1,8HB2 = 1,8.240 = 432 MPa
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
KHL, KFL – hệ số tuổi thọ
KHL =
KFL =
Trong đó:
mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
Lấy mH = mF = 6 với HB ≤ 350
NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về tiếp xúc
NHO = 30

➩ NHO1 = 30 = 30.2502,4 = 17067789
NHO2 = 30 = 30.2402,4 = 15474913
NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về uốn
NFO = 4.106 đối với tất cả loại thép
NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền
chịu tải trọng tĩnh:
NHE = NFE = 60.c.n.t∑
C - số lần ăn khớp trong 1 vòng
n - số vòng quay
t∑ - tổng số giờ làm việc
8


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

t∑ = 5,5năm.320ngày.16giờ = 28160(giờ)
➩ NHE = NFE = 60.1.1458.28160 = 2463436800
➩ NHE1 > NHO1;
NHE2 > NHO2
NFE1 > NFO1;
NFE2 > NFO2
Vậy ta lấy NHE = NHO và NFE = NFO suy ra KHL = KFL = 1.
Từ đó ta tính được ứng suất cho phép:
[ = = 518,181 MPa
[ = = 500 Mpa
[ = = 257,14 MPa
[ = = 246,86 MPa
3. Tính bộ truyền bánh răng cơn
a) Xác định chiều dài cơn ngồi.
Chiều dài cơn ngồi của bánh răng cơn chủ động được xác định theo

cơng thức :
Re = KR..
Trong đó :
KR = 0,5Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với
truyền động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép :
Kd = 100 MPa1/3 ➩KR = 50 MPa1/3
– hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng
Kbe – hệ số chiều rộng vành răng
Chọn Kbe = 0,25 (Trang 112 TTTKHDĐCK tập 1)
➩ = = 0,64
Theo bảng 6.21, chọn = 1,13
Vậy ta có :
Re = 50.. = 151,23 (mm)
b) Xác định thông số ăn khớp
- Số răng bánh nhỏ
de1 = = = 65,6 (mm)
9


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Theo bảng 6.22, ta có z1p = 16
➩ z1 = 1,6z1p = 1,6.16 = 25,6 ➩ Chọn z1 = 26 (răng)
- Đường kính trung bình và mơdun trung bình
dm1 = (1-0,5Kbe).de1 = (1 – 0,5.0,25).65,6 = 57,4 (mm)
mtm = = = 2,21296 (mm)
- Môdun
mte = = = 2,52 (mm)
Lấy mte = 2,5 (mm)

Tính lại dm1 và mtm
mtm = mte(1 – 0,5Kbe) = 2,5.(1 – 0,5.0,25) = 2,1875 (mm)
dm1 = mtm.z1 = 2,1875.26 = 56,875 (mm)
- Bánh lớn z2
z2 = i1.z1 = 4,5.26 = 117 (răng) ; chọn z2 = 117 (răng)
- Góc cơn chia:
= arctan() = arctan() = 12,53o
= 90o – = 90o – 12,53o = 77,47o
- Chiều dài cơn ngồi thực
Re = 0,5.mte. = 0,5.2,5. = 149,82 (mm)
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện
sau:
= ZM.ZH.. [
Trong đó :
10


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

ZM- hệ số kể đến cơ tính vật liệt của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng
(6.5 - I), ta có ZM = 274 MPa1/3 .
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo bảng (6.12 – Tập [1]),
với x1 + x2 = 0 ➩ ZH = 1,76
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng :
=
- hệ số trùng khớp ngang
= = 1,73
➩


= = 0,87

KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn, tra Bảng 6.21 – [1] , KHβ = 1,32
KHα - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về tiếp xúc, KHα = 1
KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về tiếp xúc
KHv = 1 + = 1 + = 1,185
Với
➩ = 274.1,76.0,87. = 493 (MPa)
➩ ≤[
➩ Thỏa mãn độ bền tiếp xúc
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện
sau:
F1

= [F1]
11


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
F2

= [F2]

Trong đó :
T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động
mnm – môdun pháp trung bình, mnm = mtm = 2,1875

b – chiều rộng vành răng, b = 38 (mm)
dm1-đường kính trung bình của bánh chủ động, dm1 = 56,875 mm
Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ = 1
YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra Bảng 6.18 – trang 109 [1],
ta chọn
YF1 = 3,9; YF2 = 3,6
KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn, tra Bảng 6.21 – [1] , KFβ = 1,32
KFα - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn, KFα = 1
KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn
KFv = 1 + = 1 + = 1,446
Với
➩ =
=107,07
= = 98,83
➩ Thỏa mãn độ bền uốn
6. Kiểm nghiệm về độ bền quá tải
12


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải Kqt = . Có thể lấy Kqt
= 1,4
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy lớp bề mặt, phá hỏng mặt lượn chân
răng, ta sử dụng công thức sau:
=. ≤ []max
Trong đó:

= ứng suất tiếp xúc, = 493 MPa
[]max = 2,8. = 2,8.580 = 1624 MPa
[]max = 2,8. = 2,8.450 = 1260 MPa
➩

= 493. = 583,32 < []max
=.Kqt ≤ []max
Trong đó:
= ứng suất uốn, = 107,07 MPa, = 98,83 MPa
[]max = 0,8. = 0,8.580 = 464 MPa
[]max = 0,8. = 0,8.450 = 360 MPa

➩

= 107,07.1,4 = 150 < []max
= 98,83.1,4 = 138,36 < []max

➩ Thỏa mãn độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải

13


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

7. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cơn
Chiều dài cơn ngoài

Re = 149,82 (mm)

Chiều rộng vành răng


b = 38 (mm)

Tỉ số truyền

i = 4,5

Mơdun vịng ngồi

mte = 2,5 (mm)
z1 = 26 ; z2 = 117 (răng)

Số răng
Đường kính chia ngồi

de1 = mte.z1 = 2,5.26 = 65(mm)
de2 = mte.z2= 2,5.117=292,5(mm)
= 12,53o ; 2 = 77,47o

Góc cơn chia

1

Chiều cao răng ngồi

he = 5,5 (mm)

Hệ số dịch chỉnh

x1 + x2 = 0


Đường kính trung bình

dm1 = 56,875 (mm)
dm2 = 255,4 (mm)

Chiều cao đầu răng ngồi

hae1 = 3,45 (mm)
hae2 = 1,55 (mm)

Đường kính đỉnh răng ngoài

dae1 = 71,7 (mm)
dae2 = 293,2 (mm)

Chiều cao chân răng ngoài

hfe1 = 2,05 (mm)
hfe2 = 3,95 (mm)

14


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

I-2. Bộ truyền bánh răng trụ – răng nghiêng cấp chậm
1. Chọn vật liệu.
*Bánh nhỏ :
+ Thép 45 tôi cải thiện.

+ Độ cứng HB = 241-285.
+ Giới hạn bền = 850 MPa.
+ Giới hạn chảy = 580 MPa.
Chọn độ cứng bánh nhỏ HB1 = 250.
*Bánh lớn :
+ Thép 45 tôi cải thiện.
+ Độ cứng HB = 192-240.
+ Giới hạn bền = 750 MPa.
+ Giới hạn chảy = 450 MPa.
Chọn độ cứng bánh nhỏ HB2 = 240
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 :
[ = .ZR.Zv.KxH.KHL
[ = .YR.Ys.KxF.KFL.KFC
Trong đó :
Zr – hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng làm việc.
Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
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 đến độ bền
uốn.
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1,
phương trình ứng suất trở thành :
[ = .KHL
[ = .KFL.KFC
Trong đó:

15



THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở; SH và SF là hệ số an tồn khi tính về
tiếp xúc và uốn, theo bảng 6.2, trang 94, TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
= 2HB + 70
; SH = 1,1
= 1,8HB
; SF = 1,75
Từ đó ta có kết quả :
= 2HB1 + 70 = 2.260 + 70 = 590 MPa
= 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa
= 1,8HB1 = 1,8.260 = 468 MPa
= 1,8HB2 = 1,8.240 = 432 MPa
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
KHL, KFL – hệ số tuổi thọ
KHL =
KFL =
Trong đó:
mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
Lấy mH = mF = 6 với HB ≤ 350
NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về tiếp xúc
NHO = 30
➩ NHO1 = 30 = 30.2602,4 = 18752418
NHO2 = 30 = 30.2402,4 = 15474913
NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về uốn
NFO = 4.106 đối với tất cả loại thép
NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền

chịu tải trọng tĩnh:
NHE = NFE = 60.c.n.t∑
C - số lần ăn khớp trong 1 vòng
n - số vòng quay
t∑ - tổng số giờ làm việc
t∑ = 5,5năm.320ngày.16giờ = 28160(giờ)
➩ NHE = NFE = 60.1.1458.28160 = 2463436800
➩ NHE1 > NHO1;
NHE2 > NHO2
NFE1 > NFO1;
NFE2 > NFO2
Vậy ta lấy NHE = NHO và NFE = NFO suy ra KHL = KFL = 1.
Từ đó ta tính được ứng suất cho phép:
[ = = 536,36 MPa
16


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

[ = = 500 Mpa
[ = = 247,43 MPa
[ = = 246,86 MPa
Với bánh răng nghiêng :
[ = = 518,18 < 1,25[ = 625 MPa
*Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải :
[max = 2,8.
[max = 0,8.
➩

[max = 2,8.580 = 1624 MPa

[max = 2,8. = 1260 MPa
[max = 0,8. = 464 MPa
[max = 0,8.450 = 360 MPa

3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
a) Xác định khoảng cách trục
aw ≥ 43.(i2 + 1)
Trong đó:
i - tỉ số truyền, i = 4
T2 - momen xoắn trên trục bánh chủ động, T2 = 227844,1 (N.mm)
[σH] là ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 518,18 MPa
ψba là hệ số, tra Bảng 6.6 – trang 97 [1] ta chọn ψba = 0,4
ψbd = 0,53. ψba.(u + 1) = 0,53.0,4.(4 + 1) = 1,06
KHβ là hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành
răng khi tính theo sức bền tiếp xúc và uốn, tra Bảng 6.7 – trang 98 [1]
với ψba = 1,06 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 5, ta chọn KHβ = 1,07
17


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

➩ aw = 43.(4 + 1). = 178 (mm)
Chọn aw = 180 (mm)
b) Xác định các thông số ăn khớp
Xác định môđun:
m = (0,01 … 0,02).aw = (0,01 … 0,02).180 = (1,8 … 3,6)
Chọn m = 2,5
Xác định số răng:
+Số răng bánh nhỏ:
z3 =

Với bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng, chọn β = 10o
z3 = = 28,36
chọn z3 = 28 (răng)
➩

z4 = i2.z3 = 4.28 = 112 (răng)

+ Tính lại góc nghiêng β
cosβ = = =
➩

β = 13o32’

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện
sau:
= ZM.ZH.. [
Trong đó :
ZM- hệ số kể đến cơ tính vật liệt của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng
(6.5 - I), ta có ZM = 274 MPa1/3 .
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
18


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

ZH =
– góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tan = cos.tanβ
= = arctan = 20o31’

➩ tan = cos(20o31’).tan(13o32’) = 0,225
➩ = 12o42’
ZH = = 1,724
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
=
- hệ số trùng khớp ngang
= .cos = 1,689
➩

= = 0,77

KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, Bảng 6.7 – [1] , KHβ = 1,07
KHα - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, KHα = 1
KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về tiếp xúc
KHv = 1 + = 1 + = 1,011
Với
➩ = 274.1,76.0,87. = 496,3 (MPa)
➩ ≤[
19


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

➩ Thỏa mãn độ bền tiếp xúc
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện
sau:

F3

= [F3]

F4

= [F4]

Trong đó :
T2 – mơmen xoắn trên bánh chủ động, T2 = 227844,1 (Nmm)
mnm – môdun pháp, mnm = 2,5
b – chiều rộng vành răng, b = 72 (mm)
dw3 – đường kính vịng lăn bánh chủ động, dw3 = 72 (mm)
Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Yβ = 1 – = 0,9
YF3, YF4 - hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, tra Bảng 6.18 – trang 109 [1],
ta chọn
YF1 = 3,8; YF2 = 3,6
KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn, KFβ = 1,16
KFα - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, KFα = 1,37
KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KFv = 1 + = 1 + = 1,02566
Với
20


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY


➩F3 =
= = 116 [σF3]
σF4 = = = 109,9 [σF4]
➩ Thỏa mãn độ bền uốn
6. Kiểm nghiệm về độ bền quá tải
Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải Kqt = . Có thể lấy Kqt
= 1,4
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy lớp bề mặt, phá hỏng mặt lượn chân
răng, ta sử dụng công thức sau:
=. ≤ []max Trong đó:
= ứng suất tiếp xúc, = 496,3 MPa
[]max = 2,8. = 2,8.580 = 1624 MPa
[]max = 2,8. = 2,8.450 = 1260 MPa
➩

= 496,3. = 587,23 < []max
=.Kqt ≤ []max
Trong đó:
= ứng suất uốn, = 116 MPa, = 109,9 MPa
[]max = 0,8. = 0,8.580 = 464 MPa
[]max = 0,8. = 0,8.450 = 360 MPa

➩

= 116.1,4 = 162,4 < []max
= 109,9.1,4 = 153,86 < []max

➩ Thỏa mãn độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải
21



THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Các thông số của bộ truyền
Môđun

m = 2,5 (mm)

Tỉ số truyền

i=4

Số răng

z3 = 28; z4 = 112 (răng)

Góc nghiêng của răng

β = 13,54o

Chiều rộng vành răng

b = 72 (mm)

Khoảng cách trục chia

a = 180

Khoảng cách trục


aw = 180 (mm)

Đường kính chia

d3 = 72 (mm); d4 = 288(mm)

Đường kính lăn

dw3 = 72 (mm); dw4 = 288(mm)

Đường kính đỉnh răng

da3 = 77 (mm); da4 = 293 (mm)

Đường kính đáy răng

df3 = 67 (mm); df4 = 283 (mm)

Đường kính cơ sở

db3 = 67,658(mm)
db4 = 270,63(mm)

Góc prơfin gốc

α = 20o

Góc prơfin răng

αt = 20,525o


Góc ăn khớp

αtw = 20,525o

22


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Phần III- Thiết kế các trục
1. Chọn vật liệu
Hộp giảm tốc chịu tải trung bình thì ta chọn vật liệu cho các trục là thép
45 thường hóa có:
σb = 600

MPa

σch = 340

MPa

Độ rắn: HB = 170 … 217 MPa
2. Tính thiết kế trục
Tính thiết kế trục tiến hành theo các bước:
- Xác định tải trọng tác dụng lên trục.
- Tính sơ bộ đường kính trục.
- Định khsoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng.
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.
2.1. Tải trọng tác dụng lên trục

Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác
dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực căng đai, lực lệch
tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp nối di động. Trọng
lượng bản thân trục và trọng lượng các chi tiết lắp lên trục chỉ được
tinh đến ở các cơ cấu tải nặng, còn lực ma sát trong các ổ được bỏ
qua.
a) Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng:
 Bộ truyền bánh răng cơn thẳng
Lực vịng:
Ft1 = = = 1854,17 (N)
Ft2 = Ft1 = 1854,17 (N)
Lực hướng tâm:
23


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Fr1 = Ft1.tgα.cos = 1854,17.tg20.cos12,53 = 658,79 (N)
Fr2 = Ft1.tgα.cos = 1854,17.tg20.cos77,47 = 146,41 (N)
Lực vòng:
Fa1 = Fr2 = 146,41 (N)
Fa2 = Fr1 = 658,79 (N)
 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Lực vòng:
Ft3 = = = 6329 (N)
Ft4 = Ft3 = 6329 (N)
Lực hướng tâm:
Fr3 = Ft3.tgαtw/cosβ = 6329.tg20,525/cos13,54 = 2437,2 (N)
Fr4 = Fr3 = 2437,2 (N)
Lực vòng:

Fa3 = Ft3.tgβ = 6329.tg13,54 = 1524,13 (N)
Fa4 = Fa3 = 1524,13 (N)
b) Lực tác dụng từ khớp nối
Lực hướng tâm tác dụng từ khớp nối lên trục I:
Fkn1 = 0,2.
Do – Đường kính vịng trịn qua tâm các chốt (chọn theo momen Tt
của khớp nối)
Theo cơng thức 16.1(II) ta có:
Ft = K.T1
Theo bảng 16.1 chọn K = 1,5
➩

Ft = 1,5.52728 = 79092 (Nmm)

Theo bảng 16.10a ta chọn được Do = 90 (mm)
➩

Fr = Fkn1 = 0,2. = 234,346 (N)
24


THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

2.2. Tính sơ bộ đường kính trục
Đường kính trục thứ k được xác định chỉ bằng mơmen xoắn theo cơng
thức:
dk =
Trong đó:
Tk – momen xoắn trên trục thứ k
[τ] - ứng suất xoắn cho phép, [τ] = 15 – 30 MPa

- Đường kính sơ bộ trục I:
dI = (0,8 – 1,2).ddc = (0,8 – 1,2).38 = (30,4 - 45,6)
chọn dI = 40 mm
- Đường kính sơ bộ trục II:
dII = = = 42,35 (mm)
chọn dII = 45 mm
- Đường kính sơ bộ trục III:
dIII = = = 52,63 (mm)
chọn dIII = 55 mm
2.3. Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực
Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm
đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay,
chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác.
Từ đường kính sơ bộ d của các trục, sử dụng bảng 10.2, [I] xác định
gần đúng chiều rộng ổ lăn bo tương ứng.
- Với trục I có dI = 40 mm chọn ổ lăn có bo1 = 23 mm.
- Với trục II có dII = 45 mm  chọn ổ lăn có bo2 = 25 mm.
- Với trục III có dIII = 55 mm chọn ổ lăn có bo3 = 29 mm.
Ta đi tính

lmki, lk1, lki, lcki và bki.
25