ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ
GVHD: TRẦN THIÊN PHÚC
SVTH: NGUYỄN MINH TUẤN
MSSV: 1713794
LỚP: A04
ĐỀ TÀI: 9
PHƯƠNG ÁN: 25

Thành phố Hồ Chí Minh, ngày 22 tháng 05 năm 2019


ĐỀ TÀI
Đề số 9: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm: 1-Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2-Nối trục đàn hồi;
3: Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đơi cấp nhanh; 4-Bộ truyền xích ống con lăn; 5-Băng tải
(Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ).
*BẢNG SỐ LIỆU
PHƯƠNG ÁN

25

Lực vòng trên băng tải F, N

4500

Vận tốc băng tải v, m/s

1,0

Đường kính tang dẫn D, mm

650

Thời gian phục vụ L, năm

4

Số ngày làm/năm, ngày

320

Số ca làm trong ngày, ca

1

t 1 , giây

28

t 2 , giây

12

T1

T


T2

0,9T

A.CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:


1. CHỌN ĐỘNG CƠ:
 Chọn Hiệu Suất Của Hệ Thống:
 Hiệu suất truyền động:

    
kn



x

2

4

br

ol

Trong đó: theo bảng 3.3* ta chọn:
 kn  0.98
: hiệu suất khớp nối


 x  0.95

 brtru  0.98

: hiệu suất bộ truyền xích

: hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc, lưu ý là dịng cơng
suất sau khi phân đơi lại được nhập lại nên chỉ tính hiệu suất cho một cặp bánh răng ở
cấp phân đôi.
 ol  0.99
: hiệu suất một cặp ổ lăn
2
   0,98.0,95.0,99 .0,98  0,859
 Tính Cơng Suất Đẳng Trị (cơng suất tính tốn cần thiết):
 Cơng suất tính tốn:
4

2

P t  P td  P max

2

T1
T2
  .t 1    .t 2
T 
T 
t1  t 2
2


2

T1 
 
.t 1   T 2  .t 2


Fv  T 
T 

1000
t1  t 2
T
4500.1  T


2


 0,9T
 .28  

 T

2


 .12


 4,370(kW )

1000
28  12
 Công suất cần thiết trên động cơ:
P t 4,370  5,087(kW )
P ct  
 0,859
 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
 Số vịng quay trục cơng tác IV:
60000.v 60000.1

 29,382(v/ p)
n ct 
 .D
 .650
 Tỉ số truyền:
Dựa vào bảng 3.2* ,ta chọn:

u br1  u br 2  4,2 : tỉ số truyền của 2 cặp bánh răng trụ răng nghiêng
u br 3  2,7
: tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ răng thẳng

u x  2,1
: tỉ số truyền của bộ truyền xích
 u ch  u br1.u br 2.u x  4, 2.2,7.2,1  23,814


Số vòng quay sơ bộ của động cơ:


n sb  n ct.u ch  29,382.23,814  699,7(v / p)

 Chọn động cơ, bảng thông số động cơ điện:


Dựa vào P1.3 trang 237 sách “ Tính Tốn Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của
“Trịnh Chất – Lê Văn Uyển” ta chọn động cơ 4A132M8Y3 có cơng suất 5,5 (kW) và số
vịng quay là 716 (vịng/phút).
2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
 Chọn tỉ số truyền của hệ dẫn động:

716
 24,368
n ct 29,382
Ta chọn u h  12 , vậy tỉ số truyền của xích ống con lăn là
u ch  24,369  2,15
ux 
u h 4,2.2,7

u ch 

n



3. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH:
 Tính tốn cơng suất trên trục:

P3 


P 4  F .v  4500.1  4,785kW
 x ol  x ol 0,99.0,95

P2 

P 3  4785  4,932kW
 br 3 ol 0,98.0,99

P1 

P 2  4932  5,083kW
 br1 ol 0,98.0,99

 Tính tốn số vịng quay các trục:

n1  n dc  716(v / p)
n1 n1 716  170,476(v / p)
n2   
u 1 u 2 4,2
n 2 170, 476  63,14(v / p)
n3  
2,7
u3
n 3 63,14  29,37(v / p)
n4  
u x 2,15
 Tính tốn moment xoắn từng trục:

P dc  9,55.10 6 5,083  69180,61(N.mm)
716.0,98

n dc
6 P1
6 5,083
 9,55.10
 67797(N.mm)
T 1  9,55.10
716
n1
6 P2
6 4,932
 9,55.10
 276288,75(N.mm)
T 2  9,55.10
170,
476
n2
6 P3
6 4,785
 9,55.10
 723736,93(N.mm)
T 3  9,55.10
63,14
n3
T dc  9,55.10

T 4  9,55.10

6

6


P 4  9,55.10 6 4,5  1463227,78(N.mm)
29,37
n4


 Bảng đặc tính:

Cơng suất P (kW)
Tỉ số truyền u

Động cơ
(kW)

1

2

3

4

5,187

5,083

4,932

4,785


4,5

1

4,2

2,7

2,15

Số vòng quay n (v/p)

716

716

170,476

63,14

29,37

Moment xoắn T
(N.mm)

69180,61

67797

276288,75


723736,93

1463227,78

B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN:
 Thơng số kĩ thuật bộ truyền xích ống con lăn :
 Cơng suất bộ truyền: P = 4,785 kW

u x  2,15



Tỉ số truyền:




Số vòng quay bánh dẫn: n 3 63,14(v / p )

 723736,93(N.mm)

Moment xoắn T: T 3
Tải trọng va đập nhẹ, làm việc 1 ca 8h, quay 1 chiều, 1 dãy, bôi trơn liên tục, nằm
ngang, trục điều chỉnh được.
 Trình tự thiết kế gồm các bước sau :
1. XÍCH CHỌN LÀ XÍCH ỐNG CON LĂN
2. CHỌN SỐ RĂNG ĐĨA XÍCH DẪN THEO CÔNG THỨC:





z 1  29  2u x  29  2.2,15  24,7 răng, ta chọn z 1  25 (chọn số răng lẽ để cho răng
của đĩa xích mịn đều hơn, thời gian sử dụng lâu hơn).
3. TÍNH SỐ RĂNG ĐĨA XÍCH THEO CƠNG THỨC:

z 2  z 1.u x  25.2,1553,75 răng, ta chọn z 2  54120
4. XÁC ĐỊNH CÁC HỆ SỐ ĐIỀU KHIỂN SỬ DỤNG XÍCH THEO CÔNG THỨC:

K  K r K a K o K dc K b K lv  1,2.1.1.1.1.11,2
Trong đó:

K r  1,2

: hệ số tải trọng động (tải va đập nhẹ).

K a  1 : hệ số xét đến ảnh hưởng khoảng cách các trục hay chiều dài xích ( a  40 p c ).
K o  1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền (đường nối tâm nằm ngang).
K dc  1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích (trục điều chỉnh
được).

K b  1 : hệ số xét đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn nhỏ giọt).
K lv  1 : hệ số xét đến chế độ làm việc (làm việc 1 ca).

5. TÍNH TỐN CƠNG SUẤT TÍNH TỐN:

p t  K .K z.K n P 1   P 
Kx
Trong đó: tra bảng 5.4*


p t : cơng suất tính tốn
K = 1,2: hệ số điều kiện sử dụng xích
n 01  50  0,792
Kn 
n1 63,14
: hệ số vòng quay
25 25
K z   1
z 1 25 : hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích

K x  1 : hệ số ảnh hưởng đến số dãy xích (1 dãy)

 P

: cơng suất cho phép bộ truyền đai 1 dãy có bước xích

1, 2.1.0,792.4,785
 4,548(kW )
1
Ta được:
 50(v / p )  [P]  5,83(kW )  p c  31,75mm (theo bảng 5.4*)
 n 01

pt 

6. SỐ VÒNG QUAY GIỚI HẠN:
Tương ứng với bước xích p c  31,75 theo bảng 5.2* ta được số vòng quay giới hạn cho


(v / p) mà n1  63,14 (v / p) nên thỏa điều kiện này.

phép là n gh 630
7. VẬN TỐC TRUNG BÌNH CỦA XÍCH:

n z p 63,14.25.31,75  0,835(m / s )
v   Dn1  1 1 c 
60000 60000
60000
1000 P 1000.4,785

 5730,54 N
Ft 
v
0,835
Lực vịng có ích:


8. TÍNH TỐN KIỂM NGHIỆM BƯỚC XÍCH THEO CƠNG THỨC (5.26*) VỚI
CHỌN THEO BẢNG 5.3* LÀ 29MPa:

4,785.1,2
KP1
 600 3
 30,03mm
25.63,14.1.29
z 1n1 K x  p o 
p c  31,75 nên điều kiện trên được thỏa.

p c  600 3

Do

9. CHỌN KHOẢNG CÁCH TRỤC:
Khoảng cách trục sơ bộ: a  (30 50) p c = 40.31,75 = 1270 mm
2


   p
X

 z 1 z 2   z 2 z1  c
2
pc pc
 2  a
Số mắt xích:
2
2.40 p c 25  54  54  25  p c




2
pc
 2  40 p c
L

2a

 120

Ta sẽ chọn số mắt xích là số chẵn: X  120 mắt xích.


L  Xp  120.31,57  3810mm

c
Chiều dài xích:
Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức:

2
2



z
z
z
1 z 2 
2  z1 
1  z2
a  0,25 p c  X 
 X
  8
 
2
2
2





 


2
2

25

54
54

25
25  54




 0,25.31,75 120 
 120 
  8
 
2
2
2





 



 1269, 48 mm
Ta chọn a = 1270 mm (giảm khoảng cách trục (0,002  0.004)a)
10. SỐ LẦN VA ĐẬP XÍCH TRONG 1 GIÂY:

4v z 1n1 25.63,14


 0,877   i   16
L 15 X
15.120
p  31,75 , chọn  i   16
Theo bảng 5.6* với bước xích c
i

Kiểm tra xích theo hệ số an tồn theo cơng thức:

Q
  s


F tk d F v F o
88500
 12,35  8,5
1,2.5730,54  2,65  284,06
s

 Thỏa mãn điều kiện
Trong đó: tra bảng 5.2** với bước xích
 Tải trọng phá hỏng Q = 88,5kN.



k d  1,2

p c  31,75

: với chế độ làm việc trung bình.

ta được:

[ p 0]




F t  5730,54 N : lực vòng



2
F v  qv  3,8.0,835  2,65 N : lực căng do lực ly tâm gây ra với q là khối
2

lượng một mét xích.


F o  9,81k f qa  9,81.6.3,8.1,27  284,06 N : lực căng ban đầu của dây xích

với

k f  6 : hệ số của độ võng ứng với bộ truyền nằm ngang.


  
: hệ số an tồn cho phép, trị số cho trong bảng 5.10**
11. TÍNH LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC:

s  8,5

F r  K m F t  1,15.5730,54  6590,121N
Trong đó: K m  1,15 là hệ số trọng lượng xích (bộ truyền xích nằm ngang)

12. ĐƯỜNG KÍNH ĐĨA XÍCH:

p c z 1 25.31,75
z p 54.31,75  545,74mm

 252,66mm; d 2  2 c 




d a1  d 1  0,7 p c  274,89mm; d a 2  d 2  0,7 p c  567,97mm
d1 

250.4,785.1,2

bp c  250 PK2 r 
2
3
1. 3 0,835
K

v v
Chiều rộng bánh xích:

 1618,87mm

Cuối cùng, ta chọn b = 51 mm
Trong đó: K v  11,1.10
13. THƠNG SỐ XÍCH:
Cơng suất bộ truyền
Tỉ số truyền
Số vịng quay
- Bánh dẫn
- Bánh bị dẫn
Số răng
- Bánh dẫn
- Bánh bị dẫn

3

2
v  1 : hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc.

P = 4,785 (kW)
u = 2,15

n1  63,14(v / p)
n 2  29,37(v / p)

z 1  25(v / p)
z 2  54(v / p )


Bước xích

p c  31,75mm

Khoảng cách trục

a  1270mm

Số mắc xích

X  120 mắc xích

2


Đường kính vịng lăng
- Bánh dẫn
- Bánh bị dẫn

d 1  252,66mm
d 2  545,74mm

Đường kính vịng đỉnh
- Bánh dẫn
- Bánh bị dẫn

d a1  274,89mm
d a 2  567,97mm


Chiều rộng bánh xích

b = 51 mm

C. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
1. CHỌN VẬT LIỆU: tra bảng 6.1** ta chọn được vật liệu:
Vật liệu

Nhiệt luyện

 

 

MPa

MPa

b

ch

Độ cứng
HB

Bánh răng
chủ động

Thép 45


Tôi cải
thiện

850

580

241..285

Bánh răng
bị động

Thép 45

Tôi cải
thiện

750

450

192..240

2. XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO THÉP:

Đối với bánh dẫn ta chọn độ cứng trung bình HB1  250
Đối với bánh bị dẫn ta chọn độ cứng trung bình HB 2  225
Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt.
a. Số chu kì làm việc cơ sở:
7

2,4
2,4
N HO1  30 HB1  30.250  1,71.10 chu kì
7
2,4
2,4
N HO 2  30 HB 2  30.228  1,37.10 chu kì

N FO1  N FO 2  5.10

6

chu kì

b. Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
 Hai cặp bánh răng cấp nhanh – bánh răng nghiêng:
+ Đối với bánh dẫn:
mH /2

 Ti 
N HE1  60c  
 n it i
T
 max 
 T  3  0,9T  3 
 60.1.960.   t 1  
 t 2
 T  
 T 
t1 


Trong đó:
Từ đây suy ra:

28
L h  0,7 L h  0,3L
28  12
h
; t2

N HE 1  18,542.10 chu kì
8

Tương tự:


6
6
8
N FE1  60.1.960. 0,7.1  0,3.0,9  .4.365.24  17,346.10 chu kì

Đối với bánh bị dẫn:
8

8
N HE1  18,542.10 
4,415.10
N HE 2 

u


4, 2

chu kì

8

N FE 2 

8
N FE1  17,346.10 
4,13.10

u

4,2

chu kì

N HE1  N HO1; N HE 2  N HO 2; N FE1  N FO1; N FE 2  N FO 2
Cho nên: K HL1  K HL 2  K FL1  K FL 2  1
Vì:


Cặp bánh răng cấp chậm – bánh răng thẳng:
+ Đối với bánh dẫn:

N HE 3  4,415.10 chu kì
8
N FE 5  4,13.10 chu kì

8

+ Đối với bánh bị dẫn:
8

8
N HE 5  4,415.10 
1,635.10
N HE 6 

u

2,7

chu kì

8

N FE 6 

8
N FE 5  4,283.10 
1,53.10

u

2,7

chu kì


N HE 5  N HO 5; N HE 6  N HO 6; N FE 5  N FO 5; N FE 6  N FO 6
Cho nên: K HL 5  K HL 6  K FL 5  K FL 6  1
Vì:

c. Giới hạn tiếp xúc và giới hạn uốn của bánh răng:

 0 H lim  2 HB  70
=>  0 H lim1   0 H lim3   0 H lim5  2.250  70  570 MPa
=>  0 H lim 2   0 H lim 4   0 H lim 6  2.228  70  526 MPa
 0 F lim  1,8HB
=>  0 F lim1   0 H lim3   0 H lim 5  1,8.250  450 MPa
=>  0 F lim 2   0 H lim 4   0 H lim 6  1,8.228  410,4 MPa

d. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Tính tốn sợ bộ lấy

   
H

Trong đó:

0 H lim

Z R Z V K L K XH  0,9

 0 H lim.0,9
Z R Z V K L K XH .
K HL 
K HL
sH

sH

 0 H lim : Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở
K HL : Hệ số tuổi thọ
s H : hệ số an tồn
Khi tơi cải thiện s H  1,1 . Do đó:


570.0,9
 466,4 MPa
1,1
526.0,9

 430, 4MPa
1,1

  
H1

 
H2

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn:
+ Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

       466, 4  40, 4  448, 4MPa
   
H1

H


H2

2

2

+ Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

   
H

H min

      430,4MPa
H2

e. Ứng suất uốn cho phép:

   
F

0 F lim

sF

K FL

Trong đó:


 0 F lim : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
K FL : hế số tuổi thọ
s F : hệ số an toàn
Chọn s F  1,75 . Ta có:
450
.1  257 MPa
1,75
410, 4
.1  234,5MPa
  F 2 
1,75

  
F1

3. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH:
 TÍNH TỐN:


Moment xoắn trên bánh răng chủ động:

a w  43.(u  1). 3


Khoảng cách trục:

T 1  67797Nmm

T 1/2 K H 
2

 ba  H  u

 43.(4,2  1). 3
Ta chọn khoảng cách trục là
Trong đó:
Tra bảng 6.15* , chọn

 bd 

 ba (u  1)
2



a w  160mm

 ba  0,315

theo tiêu chuẩn. Ta được:

0,315(4,2  1)
 0,819
2

Tra bảng 6.4*, nội suy tuyến tính ta được:

K H   1,03

và


67797/2.1,03
2  113,64mm
0,315.4,2.448,4

K F   1,087




Mô đun răng :

m   0,01  0,02  a w  1,6  3, 2mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 2,5 mm.


40    30
o
o
2a w cos30   2a w cos 40
z1

Từ điều kiện
Suy ra:





m(u  1)


m(u  1)

o

2.160.cos30   2.160.cos 40
z1

o

2,5(4, 2  1)
2,5(4,2  1)
21,32  z 1  18,86
Ta chọn z 1  21 răng > z min  17 răng

z 2  88 răng < z max  120 răng
m(  )
2,5.(21  88)
o
  arccos z 1 z 2  arccos
 31,62
2.160
2a w
Góc nghiêng răng:

z 2  21.4,2  88,2



chọn


Các thơng số hình học chủ yếu của bánh răng:
Đường kín vịng chia:

mz 1  2,5.21  61,65mm
0
cos  cos31,62
mz 2  2,5.88  258,35mm
d2 
0
cos  cos31,62
d1 

Đường kính vòng đỉnh:

d a1  d 1  2m  61,65  2.2,5 66,65mm

d a 2  d 2  2m  258,35  2.2,5 263,35mm
m  z 1  z 2  2,5.(21  88)

aw 
o  160 mm
2cos(

)
2cos(
)
31,62
Khoảng cách trục:
Chiều rộng vành răng:



b 2   ba.a w  0,315.160  50,4mm
   50,4  5  55,4 mm
Bánh dẫn: b1 b 2 5
Bánh bị dẫn:

Vận tốc vòng quay bánh răng:

v   d 1n1 
60000

 .61,65.716
 2,31m / s
60000

Tra bảng 6.3* => cấp chính xác của bánh răng là cấp 9 (
Từ đó, tra bảng 6.6* kết hợp nội suy tuyến tính ta được:

K Hv  1,05 và K Fv  1,1

 KIỂM NGHIỆM:
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

H

Z M Z H Z  2T 1/2 K H .(u  1)
d w1
ub w

v max  3m / s


)


H

 
H

190.2,3.0,816 2.67797.1,082(4,2  1)
 245,54 MPa
61,65
2.4,2.50,4
. . . .
1.0,95.0,924.1.1,022
  OH lim K HL Z R Z V K l K xH  548
 447,04 MPa
1,1
sH

Trong đó:

Z M  190MPa : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp bằng
1/2

thép

4cos 

ZH 




sin 2 tw

4cos31,62
sin 2.20



 2,3
: hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp

xúc

Z 

1





1
 0,816
1,5

: hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc

   1,5 : hệ số trùng khớp ngang.


K H  K H  K Hv 1,03.1,051,082 : hệ số tải trọng động
Z R  0,95 : hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: R a  2,51,25 m

Z V  0,85v  0,924 : hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng
K l 1 : hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn
0,1

K xH  1,05 

d

10

4

 1,022
: hệ số ảnh hưởng của kích thước răng

  H    H   do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.


Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

F

Y F F t K FY Y  
 F
b wm


3,39.2200,43 / 2.1,196.0,667.0,6
 11,805MPa
50, 4.3
3,09.2200, 43 / 2.1,196.0,667.0,6
 10,76 MPa
2
50, 4.3

1

Trong đó:

Y 

1

 0,667


: hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang
1000 P1  1000.5,083  1100, 215 N
Ft 
2,31
v1
: lực vòng

K F  K F  K FV 1,087.1,11,196 : hệ số tải trọng động
    0,6
Y  1
120

: hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn.


Y F1  3 

13,2

z v1



27,9 x

z v1

 0,092 x  3,39 Y F 2  3 
2

;

13,2
 3,09
142,5
hệ số

dạng răng theo số răng tương đương zv

z v1 

z 1  34

3
(cos  )
răng

với x  0 và
và
Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

  
F1

-

z v2 

z 2  142,5
3
(cos  )
răng

257
 75,81
3,39

Y F1
  F 2   234,5  75,9
3,09
Bánh bị dẫn: Y F 2
Bánh dẫn:


Từ dữ liệu trên, suy ra:

  F 1    F 1

  F 2    F 2

=> Do đó, độ bền uốn được thỏa mãn.

CÁC THỐNG SỐ CƠ BẢN VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH:

4.

Thông số
Khoảng cách trục mm
Modun mm
Chiều rộng mm
Tỉ số truyền
Số răng
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng răng

kí hiệu

Đường kính vịng chia mm
Đường kính vịng đỉnh mm

dw
d aw

aw

m

bw
u

z 1; z 2
x



Bánh răng 1
Bánh răng 2
160 mm
2,5 mm
55,4 mm
50,4 mm
4,05
21 răng
88 răng
0

31,62 (- 31,62 )


61,65 mm
66,65 mm

TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM:
 TÍNH TỐN:



Moment xoắn trên bánh răng chủ động:

T 2  266421,18



258,35 mm
263,35 mm


a w  50.(u  1). 3


Khoảng cách trục:

T 2K H
2
 ba  H  u

276288,75.1,02
 207,38mm
2
0,4.2,7.430,4
Ta chọn khoảng cách trục là a w  200mm
 50.(2,7  1). 3

Trong đó:
Tra bảng 6.15* , chọn


 bd 

 ba (u  1)
2



 ba  0,4 theo tiêu chuẩn. Ta được:

0, 4(2,5  1)
 0,7
2

Tra bảng 6.4*, nội suy tuyến tính ta được:

K H   1,02 và K F   1,035



Mô đun răng :

m   0,01  0,02  a w  2  4mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 3 mm.

z1  z 2 

2a w  133,33




m
răng => 133 răng
z 1  z 2  133  35,9
z1 
u  1 3,7
Số răng bánh dẫn:
răng
Ta chọn: z 1  38 răng
z 2  13336 97
95
u  z2 
 2,69
38
z
1
Tính lại tỉ số truyền:



Các thơng số hình học chủ yếu của bánh răng:
Đường kín vịng chia:

Tổng số răng:

d 1  mz 1  3.36  108mm
d 2  mz 2  3.97  291mm

Đường kính vịng đỉnh:

d a1  d 1  2m 108 3.2 114mm

d a 2  d 2  2m  291 2.3 297mm
m  z 1  z 2  3.(30  76)

 199,5mm
aw 

Khoảng cách trục:
Chiều rộng vành răng:
-

2

2

b 2   ba.a w  0,4.199,5  79,8mm
   79,8 5  84,8mm
Bánh dẫn: b1 b 2 5
Bánh bị dẫn:

 Vận tốc vòng quay bánh răng:


v   d 3n 3 
60000

 .108.170,476
 0,96m / s
60000

Tra bảng 6.3* => cấp chính xác của bánh răng là cấp 9 (

Từ đó, tra bảng 6.5* kết hợp nội suy tuyến tính ta được:

v max  3m / s

)

K Hv  1,02

và K Fv  1,11
 KIỂM NGHIỆM:
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

H
H

 
H

Z M Z H Z  2T 2 K H .(u  1)
d w1
ub w

190.2,495.0,913 2.276288,75.1,05(2,7  1)
 400MPa
108
2,7.79,8
. . . .
1.1.0,86.1.1,019
  OH lim K HL Z R Z V K l K xH  526
 419,05MPa

1,1
sH

Trong đó:

Z M  190MPa : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp bằng
1/2

thép

ZH 

4

sin 2 tw



4
 2,495
sin 2.20
: hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp

xúc

4  1,5
 0,913
Z   4   
3
3

: hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc.
   1,5 : hệ số trùng khớp ngang.
K H  K H  K Hv 1,03.1,02 1,05 : hệ số tải trọng động
Z R  1 : hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: R a  1,250,63 m

Z V  0,85v  0,86 : hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng
K l 1 : hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn
0,1

K xH  1,05 

d

10

4

 1,019
: hệ số ảnh hưởng của kích thước răng

  H    H   do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.


Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

F

Y F F t K FY  Y  
 F
b wm


1

3,367.5137,5.1,166.0,667.1
 56,2MPa
79,8.3


2

3,14.5137,5.1,166.0,667.1
 52,41MPa
79,8.3

Trong đó:

Y 

1

 0,667


: hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang
1000 P 2  1000.4,932  5137,5 N
Ft 
0,96
v
: lực vòng


K F  K F  K FV 1,05.1,111,166 : hệ số tải trọng động
Y   1 : hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn.
13,2 27,9 x
2

 0,092 x  3,367 Y F 2  3  13,2  3,14
Y F1  3 
97
z1
z1
;
hệ số
dạng răng theo số răng tương đương zv

với x  0 và z 1  38 răng và z 2  95 răng
Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

  
F1

-

257
 76,33
3,367

Y F1
  F 2   234,5  74,68
3,14
Bánh bị dẫn: Y F 2

Bánh dẫn:

Từ dữ liệu trên, suy ra:

  F 1    F 1

  F 2    F 2

=> Do đó, độ bền uốn được thỏa mãn.

CÁC THỐNG SỐ CƠ BẢN VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG CẤP
CHẬM:
Thông số
Khoảng cách trục mm
Modun mm
Chiều rộng mm
Tỉ số truyền
Số răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vịng chia mm
Đường kính vịng đỉnh mm

kí hiệu

aw
m

bw
u


z 1; z 2
x

dw
d aw

Bánh răng 1
Bánh răng 2
200 mm
3 mm
84,8 mm
79,8 mm
2,5
36 răng
97 răng
0
108 mm
291 mm
114 mm
297 mm

5. KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN TRONG HỘP GIẢM TỐC:
 Mục đích của việc bơi trơn hộp giảm tốc:
+ Giảm lực lực ma sát, tăng hiệu suất
+ Giảm hao mòn chi tiết
+ Làm mát chi tiết nóng lên do ma sát
+ Bảo vệ chi tiết khỏi rỉ sét


+ Đảm bảo tính khít của các bộ phận ma sát

+ Liên tục làm sạch chi tiết…..
 Không thể vân hành và bảo quản trong thời gian lâu mà không có bơi trơn
 Chọn phương pháp bơi trơn: Dùng bể chứa dầu.
 Điều kiện bôi trơn trong bể chứa dầu đối với hợp giảm tốc 2 cấp:

1. Mức dầu thấp nhất ngập chiều cao răng h 2(h 2  2,25m  2,25.36,75mm ) của
bánh răng 2 ( nhưng ít nhất 10mm)
2. Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấm nhất : h max  h min  10...15mm
3. Mức dầu cao nhất khơng được ngập q 1/3 bán kính bánh răng 4

d a 4  297  49,5mm
6

6

Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo bơi trơn phải thỏa mản bất đẳng thức sau:

1
2

1
3

H  d a 2  h 2   10...15   d a 4

nếu h 2  10mm (1)

1
1
2

3
nếu h 2  10mm (2)
Vì h 2  6,75mm 10mm nên ta sử dụng bất đẳng thức thứ (2) :
1
1
H  263,25  10   10...15   111,625...106,625  297  99mm
2
3

H  d a 2  10   10...15   d a 4

Do đó, hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bơi trơn.

D. TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN
I. TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ TRỤC:
1. CHỌN VẬT LIỆU:
Vật liệu thường dùng trong thiết kế trục hộp giảm tốc là thép C45 thường hóa. Tra
  15...30MPa và
bảng 6.1** về cơ tính của vật liệu ta chọn :   75MPa và  

 b  700MPa


2. XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH SƠ BỘ CỦA CÁC TRỤC:

d1 

3

d2 


3

d3 

3

5T 1  3 5.67797  17,81mm
20

30.2

5T 2  3 5.276288,75  35,84mm
25

30

5T 3  3 5.723736,93  49,4mm
20

30

Ta chọn đường kính sơ bộ của các trục là:

d 1  30mm , d 2  40mm , d 3  50mm

3. CHỌN NỐI TRỤC ĐÀN HỒI:

T 1  67797 Nmm  67,8 Nm
Đường kính trục nối đàn hồi: d 1  25mm

Moment xoắn:

 Ta chọn nối trục vòng đàn hồi.
Sử dụng nối trục vong đàn hồi có nhiều ưu điểm với khả năng giảm chấn, bù được
các sai lệch của trục nhờ biến dạng của các chi tiết đàn hồi và đề phòng được cộng
hưởng do dao động xoắn gây nên.
 Theo bảng 11.6*** ta có được:
d 1  25mm ; D  120mm ; D o  84mm ; d m  52mm ; l 1  20mm , l 2  25mm ; c  2mm ;
d c  14mm ; l c  33mm ; Ren M 10; d o  27mm ; l o  28mm
 Kiểm nghiệm độ bền uốn chốt theo công thức:

F


32 KTl c  32.1,45.67797.33  4,485MPa 
  F   60  80MPa
3
3
 d 1 Do z
 28 .84.4

Kiểm nghiệm điều kiện bền dập giữa chốt và vòng cao su:

d

2 KT

zD o d cl o




2.1,45.67797
 1MPa    d   2  3MPa
6.84.14.28

Trong đó:
K= 1,45: hệ số chế độ làm việc.
z=4: số chốt

D o  84mm : đường kính vịng trịn qua tâm các chốt.
d c  14mm : đường kính chốt.
l o  28mm : chiều dài ống cao su.
l c  33mm : chiều dài chốt.
  d   2  3MPa : ứng suất dập cho phép của vật liệu ống cao su.

    60  80MPa : ứng suất uốn cho phép của chốt.
F

4. XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ CÁC ĐIỂM ĐẶT LỰC:
Tra bảng 10.4** ta có được:


II

l 22  0,5(l m 22  w 2)  k
l 23  0,5(b 23  w 2)  2k  l m 22
l 24  0,5(l m 24  w 2)  3k  l m 22  b 23
l 21  l 24  0,5(l m 24  w 2)  k

Hộp giảm tốc bánh răng trụ

2 cấp phân đôi cấp nhanh
III

l 32  l 23
l 31  l 21
l c 33  0,5  b 03  l m 33   k  h n
l 33  l 31  l c 33

Tra bảng 10.2** tính gần đúng chiều rộng ổ lăn là:

b 01  19mm ; b 02  23mm ; b 03  27mm

Tra bảng 10.3*,ta chọn: k=10mm

w1  30 55mm chọn w1= 40 mm
w2  30 70mm chọn w2 = 50 mm
w3  50 90mm chọn w3 = 60 mm

Chọn 1 w duy nhất: w = 60 mm
Ta tính được các khoảng cách sau:


Trục 2:

l 22  0,5(1,2d w 2  w )  k  0,5.(1,2.40  60)  10  64mm
l 23  0,5(b 23  w )  2k  1,2b w 2  0,5(84,8  60)  20  1,2.40  140,4mm
l 24  0,5(l m 24  w )  3k  l m 22  b 23  140,4  0,5.(84,8  1,2.40)  10  216,8mm
l 21  l 24  0,5(l m 24  w )  k  216,8  0,5.(1,2.40  60)  10  280,8mm
Trục 3:


l 32  l 23  140,4mm
l 31  l 21  280,8mm
l c 33  0,5  b 03  l m 33   k  h n  0,5(27  1,2.50)  10  35  88,5mm
l 33  l 31  l c 33  280,8  88,5  369,3mm

Trục 1:

l c11  0,5w  l 1  k kn  0,5.60  20  20  70mm
l 11  l c11  l 21  280,8  70  350,8mm
5. XÁC ĐỊNH LỰC VÀ MOMENT TÁC ĐỘNG LÊN TRỤC:
a. Trục I:

F kn  (0,2...0,3)

2T 1  0,2 2.67797  322,84 N
84
Do


2T 1  2.67797  1099,7 N
d 1 61,65.2
o
o
2199,4/2 tan 20
F
t 1 tan 20

 470,04 N
F r1  F r 2 
o

cos(  )
cos 31,62
o
F a1  F a 2  tan  F t1  1099,7 tan 31,62  677,07 N
61,65
d1
 20870,66 N .mm
M 1  F a1  677,07
F t1  F t 2 

2

2

 Tính tốn ta có được các lực sau:

R Ay  389,56 N ; R Dy  873,36 N
R Ax  1099,7 N ; R Dx  1099,7 N




Vị trí có moment tương đương lớn nhất: theo thuyết bền 4

M td  M Bx  M By  0,75T B
B

2

2


2

 45802,5  70380,8  0,75.33898,5
2

2

2

 88955,93 Nmm
B

88955,93
M td
3
 22,8mm
dB  3
0,1.  F 
0,1.75
d Btt  1,05d  1,05.22,8  23,9mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn: d B  d C  30mm
16T
16.67797 / 2
3

 17,92mm
  
 .30
Vậy ta thiết kế trục 1 với: d A  d D  25mm; d E  20mm


d min  10 3

 Chọn then bằng C45 ( tra bảng 13.1) với b = 8 mm, h = 7 mm, t1 = 4 mm, t2 = 3,3
mm.


 Kiểm nghiệm then:
+ Kiểm nghiệm độ bền dập của then theo công thức:

2T

67797
 17,47 MPa    d   50  70 MPa
t 2 dl l 3,3.28.(50  8)
Trong đó : l l  l b

d



+ Kiểm nghiệm theo độ bền cắt:

c

2T
67797

 6,05MPa    c   90MPa
bdl 8.28.50

( vì tải va đập nhẹ).

 Kiểm nghiệm trục:

 Kiểm định trục theo hệ số an toàn:

s

s s  s
 
2
2

s  s

Cơng thức:
Trong đó:
s là hệ số an tồn tính tốn
[s] là hệ số an tồn cho phép. Lấy [s] = 1,5

s , s

là hệ số an toàn cho phép chỉ xát cho ứng suất uốn và xoắn

Xác định ứng suất

s 

 1


s , s

theo công thức:

k  a 
 m
 
 1
s 
k  a  
 m
 
Trong đó:

 1  (0,4  0,5) b  0,4.700  280 MPa
 1  (0,22  0,25) b  0,22.700  154 MPa
Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:
+ Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng.

 a   max 

M
; m  0
W
với W là moment cản uốn.

+ Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay 1 chiều:

 a  m 


 max  T
2
2W o với Wo là moment cản xoắn.

Ta tra bảng moment cản uốn và moment cản xoắn đối với trục 2 then:
2
 d 3 bt (d  t )2  283 8.4.(28 4)
3
Wo 



 3651,98mm
16
d
16
28
Tại mặt cắt B và C:

 d 3 bt (d  t )2  283 8.4.(28 4) 2
3
W=



 1496,85mm
32
d
32
28

3
3
 d   .25  3067,96mm 3
Wo 
16
16
Tại mặt cắt A và D:


 d   .25  1533,98mm 3
W 
3

3

32

Tại mặt cắt E:

Wo 

32

 d   .20  1570,8mm 3
3

3

16


16

 d   .20  785,4mm 3
W 
3

3

32

32

Giá trị ứng suất: tại B

45802,5  70380,8
M Bx  M By

 56,1MPa
a
1496,85
WB
2

a

T

2W oB

2


2



2

67797 / 2
 4,64 MPa
2.3651,98

   0,1
Hệ số   và   , tra bảng 10.4 ** với thép cacbon trung bình:    0,05
Hệ số kích thước tra bảng 10.4 tài liệu (*) với thép cacbon có đường kính d = 14 – 16

   0,91
mm, vì đường kính nhỏ nên ta cho:    0,89

Hệ số tăng bề mặt với kiểu tôi bề mặt tần số cao   1,6
Hệ số K  và K  ảnh hưởng đến sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi:
Tra bảng 10.9 tài liệu (*) ta được: K   1,9 và K   1,7

280

s   56,1.1,9

0,91.1,6




 3,82

 0,1.0

154

s   4,64.1,7
0,89.1,6



s

 26,68

 0,05.4,64

3,82.26,68

26,68  3,82
2

2

 3,78


 Độ bền tĩnh:
Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột
ngột , ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh:

2
2
Cơng thức thực nghiệm có dạng :  td    3  [ ]
Trong đó:

M
T
 a;

 2 a ;
[ ]  0,8 ch  0,8.340  272( MPa)
W
Wo
Tương tự tại các mặt còn lại:
 
Tiết
Wo
a
 td   
s
s
s
W
a
diện
A
1533,9 3067,9 2, 0
0
0
0,91 0,89 -


