MỤC LỤC
MỤC LỤC......................................................................................................................................................1


SỐ LIỆU ĐẦU VÀO
1. Cho sơ đồ hệ thống dẫn động như hình 01, và sơ đồ tải trọng như
hình 02
Gồm
1.
2.
3.
4.
5.

Động cơ điện
Nối trục đàn hồi
Hộp giảm tốc 2 cấp
Bộ truyền xích
Bộ phận công tác - Xích tải

Sơ đồ
H02: Sơ đồ tải trọng
2. Số H01:
liệu thiết
kếdẫn
độngvòng trên xích tải (2F) : 3600
• Lực
(N)
• Vận tốc xích tải (v)
: 1
(m/s)


Theo công thức 2.9 [1, trang 19] ta có
2
ηht =ηnt .ηol2 .ηbr
.ηx =1.0, 99 4.0, 97 2.0, 96 =0, 87
Trong đó
ηnt = 1 hiệu suất nối trục đàn hồi
ηol = 0,99 hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ηbr = 0,97 hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc
ηx = 0,96 hiệu suất bộ truyền xích
Tải trọng thay đổi công tương đương được tính theo công thức 2.13 và 2.14
[1, trang 20]
Ti

Pt = Ptđ = Plv .

∑( T ) .ti
∑ti
Ptđ

2

T
0,8.T 2
( ) 2 .0, 7tck + (
) .0,3tck
T
T
= 3, 08
= 3, 4( Kw)

nlv : số vòng quay của trục công tác
2


Theo nguyên lý làm việc thì phải chọn động cơ có công suất lớn hơn công suất làm
việc Pđc > Pct. chọn nđb =1500 (vòng/phút)
Theo bảng phụ lục P1.3 chọn động cơ 4A112M4Y3
Có: công suất động cơ Pđc= 5,5 Kw
Vận tốc quay nđc= 1425 (vòng/phút)
Bảng thông số động cơ điện
Thông số
Kí hiệu
Công suất cần thiêt của động cơ
Pct
(kw)
Số vòng quay của trục làm việc
nlv
(v/ph)
Chọn tỷ số truyền của bộ truyền
ux
xích
Chọn số đôi cực
2p
Số liệu động cơ điện
Nhãn động cơ
Công suất động cơ (kw)
P
Số vòng quay của trục động cơ
nđc
(v/ph)

Tỷ số truyền của hộp

U ht

Công thức 2.15

34,2

U hgt

U hgt =

U ht

11,4

Ux

56
32

3


1.2 Phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Tỷ số truyền của hệ thống
n
1425
U ht = đc =
= 34, 2


U ht −U pp
U ht

.100% =

34,188 − 34, 2
.100% = 0, 035%
34, 2

⇒ Hợp lí với yêu cầu sai số tỷ số truyền ∆U = (2 ÷ 3)%

1.3 Các thông số trên các trục
Vận tốc quay các trục
+ số vòng quay qua trục 1: n1 =

ndc
1425
=
=1425 (v/ph)
unt
1

+ số vòng quay qua trục 2: n2 =

n1 1425
=
= 385 (v/ph)
u12
3, 7

= 3, 95 (kw)
ηol .ηbr 0, 99.0, 97

4


- Công suất trên trục 1: P1 =

P2
P2
3,95
=
=
= 4,16 (kw)
η12 ηol .ηbr 0,99.0,97

- Công suất trên trục động cơ: Pđcct =

P1
P1
4,16
=
=
= 4, 2 (kw)
η01 ηol .ηnt 0,99.1

Mômen xoắn trên các trục
- Mômen trên trục động cơ
9, 55.106.Pđcct 9, 55.106.4, 2
Tđc =

- Mômen trên trục làm việc:
9, 55.106.Plv 9,55.106.3, 6
Tlv =
=
= 825052( N .mm )
nlv
41, 67
1.4 Bảng thông số động học
ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
Trục
Thông
Số
Công suất P
(kW)
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n,
(vg/ph)
Moomen xoắn
(T, N.mm)

Động cơ

I

II

III

4,2


289556

825054

5


PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN
I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Công suất : P1
Số vòng quay : n1
Tỉ số truyền

3,79 kW
125 v/p
3

Momen xoắn : T1

289556 N.mm

Điều kiện làm việc

+tải trọng va đập
+trục xích điều chỉnh được
+Làm việc 2 ca
+môi trường làm việc có bụi
+bôi trơn nhỏ giọt

1.1 Chọn loại xích



Tính hệ số điều kiện sử dụng k
Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 [1, trang 81, 82]
k= k0.ka.kdc.kd.kc.kbt
Trong đó: k0=1 đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang < 600
ka=1,25 a = 25p
kdc=1 vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
kd=1,5 tải trọng va đập nhẹ
kc=1,25 bộ truyền làm việc 2 ca
kbt=1,3 môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II
Vậy k = 1.1,25.1.1,5.1,25.1,3=3,05
Hệ số phân bố không điều tải trọng cho các dãy xích
Chọn xích 2 dãy: kd = 1,7
3, 05.1.1, 6.3, 79
= 10,88(kw)
⇒ Pt =
1, 7
Chọn bước xích
Theo bảng 5.5 [1, trang 81] với n01 = 200 (v/ph) chọn bộ truyền xích có bước xích p
= 25,4
Thỏa mản điều kiện bền mòn Pt < [P] =11 (kw)
Sai lệch công suất
[P ] − Pt
11 −10,88
∆P = t
.100% =
.100% = 1,1% < 10%
[Pt ]
11

Z + Z2 2
Z − Z1 2
1
. p.[x- 1
+ (x − 1
) − 2( 2
)
4
2
2
π

1
25 + 75
25 + 75 2
75 − 25 2
= .25, 4.[104+ (104 −
) − 2(
) = 654, 59(mm)
4
2
2
π
7


- Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt
∆a = (0, 002 ÷ 0, 004) a = 1,31 ÷ 2, 62(mm)
1 lượng:
Vậy chọn a = 652 (mm)

= 1,32 (m/s)
60000
60000

Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra
Fv = q.v2 = 5.1,322 = 8,71 N
Fo : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
Fo= 9,81. Kf.q.a
= 9,81.6.5.0,562 = 191,88 N
Với q = 5 kg (bảng 5.2) [1, trang 78]
Kf = 6 bộ truyền nằm ngang
Theo bảng 5.10 [1, trang 86] với n = 200 v/ph chọn [S]=8,2
Q
113400
⇒s=
=
= 31,1 > [s]
kt .Ft + F0 + Fv 1, 2.2871, 21 + 191,88 + 8, 71
Vậy bộ truyền xích đảm bảo điều kiện bền
1.1.6 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Theo công thức 5.18 [1, trang 87]
σ H = 0, 47

kr ( Ft .k® + Fv® ) .E
A.K d

≤ [σH ]

] ứng suất tiếp súc cho phép MPa
Fvđ = 13.10−7.n1. p 3 .m = 13.10−7.125.25, 43.1 = 2, 66 ( N ) công thức 5.19 [1, trang 87]

Tỷ số truyền của bộ truyền xích u = 3
Kết quả tính toán
Thông số
Ký hiệu
Loại xích
Số dãy xích
Đường kính đĩa xích dẫn
d1 (mm)
Đường kính đĩa xích bị dẫn
d2 (mm)
Bước xích
p (mm)
Số răng đĩa xích dẫn
Z1
Số răng đĩa xích bị dẫn
Z2
Số mắt xích
x
Khoảng cách trục
a (mm)
Lực tác dụng lên trục
Fr (N)

Giá trị
Xích con lăn
2 dãy
202,66
606,56
25,4
25

• Chọn đô rắn HB1 = 180
 Bánh lớn (bị dẫn): thép C45 thường hóa. Đạt độ rắn HB = 170÷217
σ ch 2 = 340 ( MPa )
• σ b 2 = 600 ( MPa )
,
• Chọn đọ rắn HB2 =170
2.1.2 Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc [σ H ] cho phếp tính theo công thức 6.1 [1, trang 91]

[σH ] =

σ 0 HLIM . .K HL .Z R .ZV .K XH
SH

Với

σ

o
HLIM

: Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với chu kì cơ sở.

K HL : Hệ số tuổi thọ
S H : Hệ số an toàn
Z R : Hệ số ảnh hưởng tới độ nhám mặt răng
ZV : Hệ số ảnh hưởng đến tốc độ vòng

K XH : Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng


+ mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
mH = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350
+ N HO - số chu kì cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.5 [1, trang 9] NHo = 30 HB2,4
Do đó: NHo1 = 30.1802,4 = 7,76.106
NHo2 = 30.1702,4 = 6,76.106
Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi. Nếu số chu kì thay đổi ứng suất tương
đương được tính theo 6.7 [1, trang 93].
NHE =60.c.Σ (Ti / Tmax)3.ni.ti
Với: * N HE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
* c =1 số lần ăn khớp trong 1 lần quay.
* Ti moment xoắn ở chế độ i.
* ni = 1425(v/p) số vòng quay bánh dẫn.
* ti = 8.2.300.4 = 19200 (h) tổng thời gian làm việc.
=> NHE1 = 60.1.(0,7+0,83.0,3) .1425.19200 = 1,4.109
N
N HE 2 = HE1 = 3,78.108
Và
u1
Ta có
K HL = 1

N HE1 > N HO1 nên thay N HE1 = N HO1
N HE2 > N HO2 nên thay N HE2 = N HO2
và
K HL2 = 1

Ứng suất tiếp xúc sơ bộ. Được xác định :
12



σO FLIM .K FL
SF

.K FC .YR .YS K XF

Trong đó:

σ

O
FLIM

: giới hạn bền mõi uốn của mặt răng ứng với chu kì cơ sở.

K FL : hệ số tuổi thọ.

S F : hệ số an toàn.
K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.

YR : hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt lươn chân răng.
YS : hệ số ảnh hưởng ộ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất.

K XF : hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng.

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy YR .YS .K XF = 1 khi đó

[σF ] =

σO FLIM .K FL .K FL

o
FLIM 2

=1,8.170 = 306 Mpa

1

 mF


13


Trong đó:
- m F : bậc của đường cong mỏi khi tính về uốn, m F = 6 khi HB ≤ 350
6
- N FO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi tính độ bền uốn, N FO = 4.10 đối với

tất cả các loại thép.
N F 01 = N F 02 = 4.10 6 (chu kì)
N EF -số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương

Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi
Theo công thức 6.8 [1, trang 93]:

(

N FE = 60 .c ∑ (T i / Tmax)mF.n i .t i

⇒ N FE1 = 60.1.1425.19200. 0, 7 + 0,86.0, 3

T1.K Hβ

[ σH ]

2

.u.Ψba

Trong đó:
* với răng thẳng: K a = 43 (MPa1/3): hằng số phụ thuộc vào vật liệu ở cặp
bánh răng và loại răng tra bảng 6.5 [1, trang 96].
14


*tỷ số truyền: u1 = 3,7
* mômen tren trục bánh nhỏ: T 1 = 13939,65 (N.mm).
* ứng suất tiếp xúc cho phép : [ σH ] = 381,8 MPa
* Ψba = 0,3 tra bảng 6.6 [1, trang 97].
Theo công thức (6.16) [1, trang 97] Ψbd = Ψab .

u +1
3, 7 +1
= 0, 3.
= 0, 71
2
2

* K H β = 1,12 hằng số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc , theo bảng 6.7 [1, trang 98].
=> aw = 43.(3, 7 + 1). 3

= 3, 71
28

⇒ β = 34, 4ο

2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Theo công thức 6.33 [1, trang 105]:
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc
15


σH =

Z M .Z H .Z ε 2.T1.K H α .K H β .K HV .(ut +1)
.
d w1
ut .bw

Zm- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
- Theo bảng 6.5 [1, trang 96] : Zm = 274 MPa1/3
- Theo công thức 6.35 [1, trang 105] : tg β b = cos α t .tg β
Với

αt = αtw

tgα
tg 20ο
= arctg
= arctg
= 23,8ο


Với

bw = ψ ba .aw = 0,3.120 = 36( mm)

Do đó theo công thức 6.36c [1, trang 105] (khi ε β > 1 )
Zε =

1
1
=
= 0, 75
εα
1, 76

-Theo công thức 6.38b [1, trang105] ε α = [1,88 − 3, 2.(

1
1
+ )].cos β = 1, 76
Z1 Z 2

16


- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

d w1 =

2 aw

= 3,16
3, 71

- Công thức (6.41) [1, trang 107] KHV: hệ số kể đến tải trọng trong vùng ăn khớp

K HV = 1 +

ν H .bw1.d w1
2.T1.K H β .K H α

=1 +

3,16.36.50, 96
= 1,16
2.13939, 65.1,12.1,16

- Công thức (6.39) [1, trang 106] KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ.KHα.KHv = 1,12.1,16.1,16 = 1,51
-Suy ra: σ H =

274.1,51.0, 75 2.13939, 65.1,51.(3, 71 + 1)
.
= 234, 6( MPa)
50,96
36.3, 71

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
0,1
0,1
- Với V = 3,8 < 5 m/s ⇒ Z v = 0,85.v = 0,85.3,8 = 0,97

= 9, 47( m / s)
ut
3, 71

- Công thức (6.46) [1, trang 109]
K FV = 1 +

vF .bw .d w1
9, 47.36.50, 96
=1+
= 1, 72
2.T1.K F β .K Fα
2.13939,15.1, 24.1, 4

- Công tức (6.45) [1, trang 109]
K F = K F β .K Fα .K FV = 1, 24.1, 4.1, 71 = 2,99

Với ε α = 1, 76 ; Yε =

1
1
=
= 0,57
εα 1, 76

18


Với β = 34, 4ο ;


cos β ( 0,825 ) 3

- Theo bảng 6.18 [1, trang 109] ta được:

YF 1 = 3, 65

YF 2 = 3, 6

mn = 1,5 mm

Ys = 1, 08 − 0, 0695.ln(mn ) = 1, 08 − 0, 0695.ln1,5 = 1, 05

YR = 1 ;

K xF = 1 (

< 400 mm)

- Do đó theo công thức 6.2 & 6.2a [1, trang 91 & 93]
[σ F 1 ] = [σ F 1 ].YR .YS .K xF = 185,14.1.1, 05.1 = 194, 4( MPa)
[σ F 2 ] = [σ F 2 ].YR .YS .K xF = 174,86.1.1, 05.1 = 183, 6( MPa)

- Thay vào công thức
σ F1 =

2.13939,65.2,99.0,57.0, 75.3, 65
= 47, 27 MPa < [σ F 1 ] = 185,14 MPa
36.50,96.1,5

σ F2 =

= 50,91(mm)
cos β 0,825

d2 =

m.Z 2 1,5.104
=
= 189, 09( mm)
cos β
0,825

+ Đường kính đỉnh răng:
d a1 = d1 + 2.m = 50,91 + 2.1,5 = 53,91(mm)
d a 2 = d 2 + 2.m = 189, 09 + 2.1,5 = 192, 09(mm)

+ Đường kính đáy răng:
d f 1 = d1 − 2,5.m = 50,91 − 2,5.1,5 = 47,16 ( mm )

d f 2 = d 2 − 2,5.m = 189, 09 − 2,5.1,5 = 185,34 ( mm )

Lực tác dụng lên trục theo công thức 10.1 [1, trang 184]
2.T

1
+ Lực vòng: Ft1 = d =
w1

2.13939, 65
= 547, 06( N ) .
50,96

Modun pháp
Số răng bánh 1
Z1
Số răng bánh 2
Z2
Tỉ số truyền thực tế
u1
Góc nghiêng của răng
β (độ)
Chiều rộng vành răng
bw (mm)
Vòng chia
d (mm)
da (mm)
Các
đường Đỉnh răng
Đáy răng
df (mm)
kính

Giá trị
120
1,5
28
104
3,71
34,4
bw1 = 41

bw 2 = 36

Số vòng quay trên trục dẫn
n1 = 385 vòng/phút
Tỷ số truyền của bộ truyền
u = 3,08
Momen xoắn trên trục dẫn
T1 = 97980,52 N.mm
2.2.1 Chọn vật liệu
+ Hộp giảm tốc công suất nhỏ, nên chọn vật liệu nhóm I, có độ rắn HB ≤ 350
+ Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt, và theo quan điểm thống nhất
hoá thiết ta chọn vật liệu bánh răng như sau:
Theo bảng 6.1 [1, trang 92] ta chọn:
 Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện. Đạt độ rắn HB = 241÷285
σ ch1 = 580 ( MPa )
• σ b1 = 850 ( MPa )
,
• Chọn đô rắn HB1 = 255
 Bánh lớn (bị dẫn): thép C45 tôi cải thiện. Đạt độ rắn HB = 192÷240
σ ch 2 = 450 ( MPa )
• σ b 2 = 750 ( MPa )
,
• Chọn đọ rắn HB2 =245
2.2.2 Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc [σ H ] cho phếp tính theo công thức 6.1 [1, trang 91]

[σH ] =

σ 0 HLIM . .K HL .Z R .ZV .K XH
SH

Với

H

σ Ho lim 2 = 2.245+70 = 560 (Mpa)

* Hệ số tuổi thọ:
1

K HL

N
= ( HO ) mH
N HE

Trong đó

+ mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
mH = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350
+ N HO - số chu kì cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.5 [1, trang 93]
NHo = 30 HB2,4
Do đó: NHo1 = 30.2552,4 = 1,79x107
NHo2 = 30.2452,4 = 1.63x107
Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi. Nếu số chu kì thay đổi ứng suất tương
đương được tính theo 6.7 [1, trang 93].
NHE =60.c.Σ (Ti / Tmax)3.ni.ti
Với: * N HE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
* c =1 số lần ăn khớp trong 1 lần quay.
* Ti moment xoắn ở chế độ i.
* ni = 385(v/p) số vòng quay bánh dẫn.
* ti = 8.2.300.4 = 19200 (h) tổng thời gian làm việc.

[σ H 2 ]=
= 509, 09 (MPa)
1,1

[σ H 1 ] > [σ H 2 ] nên chọn [σ H ] = [σ H 2 ] = 509, 09( MPa)
Ứng suất uốn

[σ F ]

[σF ] =

cho phép theo công thức 6.2 [1, trang 91]

σ O FLIM .K FL
SF

.K FC .YR .YS K XF

Trong đó:

σ

O
FLIM

: giới hạn bền mõi uốn của mặt răng ứng với chu kì cơ sở.

K FL : hệ số tuổi thọ.
S F : hệ số an toàn.


*Hệ số tuổi thọ

K FL

 N  mF
=  FO 
 N EF 
24