Đồ án chi tiết máy thiết kế

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CƠNG NGHỆ GTVT
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MƠN

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY

MÃ ĐỀ : 1

ĐẦU ĐỀ: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

NGƯỜI HƯỚNG DẪN

Nguyễn Thị Nam

SINH VIÊN THỰC HIỆN
Họ và Tên Sinh Viên

Đái Trinh Hưng

Mã Sinh Viên

71DCOT22115

Lớp

71DCOT24

Ngày Kí Duyệt Đồ Án: …../…../ 20….

Ngày Bảo Vệ Đồ Án: …../…../ 20…

…../10

ĐÁNH GIÁ CỦA GIÁO VIÊN HỎI
THI

…../10

Ký Tên: ………………………………..

Ký Tên: ………………………………

……………………………….

……………………………….

ĐỀ TÀI
ĐỀ SỐ 1 : THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI


PHƯƠNG ÁN SỐ 22

Bảng số liệu :
Lực kéo trên xích tải F (N)
Vận tốc xích tải V ( m/s)
Đường kinh đĩa xích dẫn D (mm)
Thời gian phục vụ L (giờ)
Số ngày làm / năm Kng (ngày)
Số ca làm trong ngày ( ca)
t1 (giờ)
t2 (giờ)

Tmm
T2
tck ( giờ)
Số răng xích tải Z
Bước xích tải lh (mm)
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài

7400
1.4
21.000
2
4
3
1.4T1
0.8T1
8
9
125
300


MỤC LỤC


Chương 1. Tính tốn động học hệ dẫn động cơ khí
1.1. Chọn động cơ
Xác định cơng suất động cơ

1.1.1

- Theo công thức 2.9(tr19-I)

η = η k .ηol 4 .ηbr 2 .η x = 1.0,99 4.0,97 2.0,93 = 0,84
η
- hiệu suất truyền động

ηk

ηk
- hiệu suất nối trục di động

ηol

=1

ηol
- hiệu suất 1 cặp ổ lăn

=0,99

ηbr

ηbr
- hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc

ηx

=0,97

ηx

- hiệu suất bộ truyền xích

=0,93

- Theo công thức 2.19(tr20-I)
P1 =

Fv
3800.1, 4
=
= 5,32kw
1000
1000

P1
- công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy cơng tác
F

v

- lực kéo xích tải

- vận tốc xích tải

- Theo công thức 2.12, 2,14(tr20-I)

4


2

P t
Pt = Ptd = P1 ∑  i ÷ . i = P1
 P1  ∑ ti
= 5,32. 12.

2

2

2

 Ti  ti
T 
T 
t
t
= P1  1 ÷ . 1 +  2 ÷ . 2
 ÷.
∑
i =1  T1 
∑ ti
 T1  t1 + t2  T1  t1 + t2
2

4
3
+ 0,82.
= 4,89kw
4+3

4+3

- Theo công thức 2,8(tr19-I)
Pct =

Pt 4,89
=
= 5,82 kw
η 0,84

Pct
- công suất trên trục động cơ điện
1.1.2.

Xác định số vịng quay sơ bộ

- Theo cơng thức 2.17(tr21-I)
nlv =

60000v 60000.1, 4
=
= 74, 67v / p
z.t
9.125

- Theo công thức 2,15(tr21-I)
ut = u x .uh = 2.8 = 16
ut
- tỉ số truyền toàn bộ hệ dẫn động
ux

Ux
- tỉ số truyền của bộ truyền xích tra bảng 2.4(tr21-I)

uh

=2

Uh
- tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp tra bảng 2.4

=8

- Theo cơng thức 2.18(tr21-I) số vịng quay sơ bộ của động cơ
nsb = ut .ηlv = 74, 67.16 = 1194, 72v / p

nsb = 1250v / p
=> chọn

1.1.3.

Chọn động cơ

- Động cơ điện phải thỏa mãn
5


 Pdc ≥ Pct

 Tmm Tk

≤

TDN
 T
ndc ≈ nsb
- Theo bảng P1.3(tr237-I) ta chọn động cơ điện có ký hiệu 4A112M4Y3(4A) với các thông số
Pdc = 7,5kw
+ Công suất
ndc = 1425v / p
+ Vận tốc quay
Tk
T
= 2, 2 > mm = 1, 4
TDN
T1

+

η % = 87,5
+ Hiệu suất
cos ϕ = 0,86

+ Hệ số công suất
+ Số đôi cực p=2

1.2. Phân phối tỉ số truyền
1.2.1.

Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động

- Theo công thức 3.23(tr48-I)
ut =

ndc
1445
= u x .uh =
= 19, 4
nlv
74,67
uh =

ux = 2
Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích

ut 19, 4
=
= 9, 7
uh
2

=>

uh = u1.u2
Ta có
u1
- tỉ số truyền cấp nhanh
6


u2

- tỉ số truyền cấp chậm
- Theo công thức 3,11(Tr43-I)
u1 = (1, 2 → 1,3)u2
u1 = 1, 2u2
Chọn
=> 1, 2u2 2 = uh
=> u2 =

uh
9, 7
=
= 2,8
1, 2
1, 2

=> u1 = 1, 2.u2 = 3, 4
- tỉnh lại tỉ số bộ truyện xích
19, 4
=2
3, 4.2,8

ux =

1.3. Xác định cơng suất momen và số vịng quay trên trục
1.3.1.

Xác định cơng suất trên các trục

- Công suất trên trục III
PIII =

Pct
5,82
=
= 6, 32kw
ηol .η x 0,99.0,93

- Công suất trên trục II
PII =

PIII
6, 32
=
= 6,58kw
ηbr .ηol 0, 97.0,99

- Công suất trên trục I
PI =

PII
6,58
=
= 6,85kw
ηbr .ηol 0,97.0, 99

- Công suất trên trục động cơ
7


PI

6,85
=
= 6, 92 kw
ηk .η ol 1.0,99

Pdc =

Xác định số vòng quay trên các trục

1.3.2.

nI = ndc = 1425v / p
nII =

ndc 1445
=
= 425v / p
u1
3, 4

nI =

n2 425
=
= 151, 7v / p
n1 2,8

1.3.3.

Tính momen xoắn của các trục

TI =

9,55.106.PI 9,55.106.6,85
=
= 45271, 6 N .mm
nI
1445

TII =

9,55.106.PII 9,55.106.6,58
=
= 147856,5 N .mm
nII
425

TIII =

9,55.106.PIII 9,55.106.6,32
=
= 397864, 2 N .mm
nIII
151, 7

9,55.106.Pdc 9,55.106.6,92
Tdc =
=
= 46376,1N .mm
ndc

1425

Động cơ
u

I

=1

II
= 3,4

III
= 2,8

P(KW)

6,92

6,85

6,58

6,32

n(v/ph)

1445

1445

425

151,7

T(N.mm)

46376,1

45271,6

147856,5

397864,2

8


Chương 2. Thiết kế các chi tiết chuyển động
2.1. Thiết kế bộ truyền xích
- Các thơng số
n1 = 151, 7v / p
+ Số vịng quay đĩa dẫn
P1 = 6,32kw
+ Cơng suất
ux = 2
+ Tỉ số truyền
2.1.1. Chọn loại xích
Chọn xích con lăn vì tải trọng nh ỏ, vận tốc thấp
2.1.2. Chọn số răng đĩa xích

Z1 = 25
- Từ bảng 5.4(tr80-I) ta chọn
Z 2 = u.Z1 ≤ Z max
Từ công thức 5.1(tr80-I) ta có

(140)

Z 2 = u.Z1 ≤ Z max
=> Z 2 = 2.25 = 50 ≤ 140
- Theo công thức 5.3(tr81-I)

Pt = P.k .k z .k n ≤ [ P ]
Pt
- cơng suất tính tốn
P – cơng suất cần truyền

[ P]
- công suất cho phép

9


kz =

Z 01 25
=
=1
Z z 25

( hệ số răng)

kn =

n01
200
=
= 1, 32
n1 151, 7

(hệ số vòng quay)
P = P1 = 6,32kw
- Theo công thức 5.4(tr81-I)
k = k0 .ka .kdc .kbt .kd .kc
Theo bảng 5.69(Tr82-I)
k0 = 1
Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền
ka = 1
Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng các trục và chiều dài xích ( chọn a=40p)
kdc = 1
Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều kiển lực căng xích
kd = 1,3
Hệ số tải trọng động
kc = 1
Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
kbt = 1
Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
=> k = 1.1.1.1,3.1.1 = 1,3

=> Pt = 6,32.1,32.1.1,3 = 10,84

10

n01 = 200v / p
Theo bảng 5.5(tr81-I),

, chọn bộ truyền xích 1 dãy p=25,4mm thỏa mãn điều kiện

Pt < [ P ] = 11,0kw
bền mòn
p < pmax
Đồng thời theo bảng 5.8(tr83-I)
- Khoảng cách trục a = 40p = 40.25.4 = 1016mm

2a Z1 + Z 2 ( Z1 + Z 2 ) p
25 + 50 (52 − 25) 2 25, 4
x=
+
+
=
2.40
+
+
= 117,9
p
2
4π 2 .a
2
4π 2 .1016
2

Lấy số mặt xích chẵn x=118. Tính lại khoảng cách trục theo cơng thức 5.13(Tr85-I)
2

2
 ( Z1 − Z 2 )  

a = 0, 25 p xc − 0,5 ( Z1 + Z 2 ) + [ xc − 0,5( Z1 + Z 2 ) ] − 2 
 

 π


2

2
 50 − 25  
= 0, 25.25, 4. 118 − 0,5(50 + 25) + [ 118 − 0,5.(50 + 25) ] − 2 

 π  

= 1018mm

Để xích khơng chịu lực căng q lớn, ta giảm a bằng một lượng
∆a = 0, 003.a ≈ 3mm,

do đó a=1015mm
- Số lần va đập của xích theo công thức 5.14(tr85-I)
i=

Z1.n1 25.151, 79

=
= 2 < [ i ] = 30
15 x
15.118

( bảng 15.9)

2.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền
- Theo công thức 5.15(tr85-I)
s=

Q
≥ [ s]
kd .Ft + F0 + Fv

11


Q

- tải trọng phá hỏng
kd = 1, 2;1, 7; 2

kd

- hệ số tải trọng động,
ứng với chế độ làm việc trung bình, nặng và rất nặng,
với tải trọng mở máy bằng 150, 200,300% so với tải trọng danh nghĩa
Ft =

Ft
- Lực vòng

1000 P
v
Fv = qv 2

Fv

- lực căng do lực li tâm sinh ra; tính theo cơng thức
với q là khối lượng 1 mét xích,
cho trong bảng 5.2 hoặc 5.3 phụ thuộc vào loại xích và bước xích
F0 = 9,81.k f qa k f
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra tính theo cơng thức
,
- hệ số phụ thuộc dộ võng f của xích và vị trí bộ truyền. Với giá trị thường dùng của độ võng

F0

kf

f=(0,01…0,02)a lấy =6 ; 4 ; 3và 1 ứng với bộ truyền nằm ngang. Nghiêng một góc dưới
40°
trên
so với phương nằm ngang và bộ truyền thẳng đứng

40°

,

[ s]
- hệ số an toàn cho phép, tra bảng 5.10
Q

Theo bẩng 5.2

=56700N khối lượng 1 mét xích q=2,6kg
kd

Hệ số tải trọng động
v=

=1,2

Z1. p.n1 25.25, 4.151, 79
=
= 1, 6m / s
60000
60000

Ft =

1000 P 1000.6,32
=
= 3950 N
v
1, 6

Fv = q.v 2 = 2, 6.1, 6 2 = 6, 7 N
Theo công thức 5.16(Tr89-I)

12


F0 = 9,81.k f .q.a = 9,81.4.2, 6.1, 015 = 86, 03
=> s =

56700
= 10, 66
1, 2.3950 + 86, 03 + 6, 7
p = 25, 4 => [ s ] = 8, 2

n01 = 200v / p
Theo bảng 5.10 với

,

s > [ s]
Vậy

bộ truyền xích đảm bảo độ bền

2.1.4. Đường kính đĩa xích
d1 =

d2 =

p
25, 4
=

= 202, 7 mm
π 
π 
sin  ÷ sin  ÷
 25 
 Z1 
p
25
=
= 404,5mm
π 
π 
sin  ÷ sin  ÷
 50 
 Z2 


π
π 

d a1 = p  0,5 + cot  = 25, 4  0,5 + cot ÷ = 100,5mm
Z1 
25 


d a 2 = 201,9mm
r = 0,5025d1 + 0, 05
d1 = 15,88
Từ bảng 5.2=>
=> r = 0, 5025.15,88 + 0, 05 = 8, 03mm

d f 1 = d1 − 2r = 202, 7 − 2.8, 03 = 186, 64mm
d f 2 = 388, 44mm
* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo cơng thức 5.18(tr-87-I)

σ H = 0, 47

kr .( Ft .kd + Fvd ).E
≤ [σ H ]
A.kd

13


Z 1 = 25 => kr = 0, 42
Z 2 = 50 => kr = 0, 24

kr
- hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích

[σH ]
ứng suất tiếp xúc cho phép
E = 2,1.105 MPa
mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa ở đây cả 2 đều làm bằng 1 vật
liệu
A = 180mm 2

(bảng 5.12) diện tích chiều dại mạt của bản lề

Fvd

- lực va đập trên dãy xích theo cơng thức 5.19(tr87-I)
Fvd = 13.10−7.n1. p 3 .m = 13.10 −7.151, 79.25, 43.1 = 3, 23 N

=> σ H 1 = 0, 47

0, 42.(3950.1 + 3, 23).2,1.105
= 654 MPa
180.1
Z1 < 40

=> đĩa chủ động

, bộ truyền không va đập mạnh, chọn vật liệu là thép 45 tôi ram

[ σ H ] = 800MPa
σH2

0, 24.(3950.1 + 3, 23).2,1.105
= 0, 47
= 494 MPa
180.1

Z 2 > 30 v = 1, 6m / s < 5m / s
=> đĩa bị động
,
chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện
2.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục
- theo công thức 5.20(tr88-I)
Fr = k x .Ft = 1,15.3950 = 4542,5 N

14


2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
P1 = PI = 6,85KW
T1 = TI = 45271, 6 N .mm
n1 = nI = 1425v / p
u1 = 3, 4
lh = 21000h
2.2.1.Chọn vật liệu:
Do khơng có u cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật
liệu 2 cấp bánh răng như sau: Dựa vào bảng 6.1[I] ta có bảng:
Loại bánh
răng

Vật liệu

Nhiệt luyện

Giới hạn
bền

Giới hạn
chảy

Độ cứng
HB

Bánh chủ
động (bánh

nhỏ)

Thép 45

Tơi cải thiện

850 MPa

580 MPa

241÷285

Bánh bị
động (bánh
lớn)

Thép 45

2.2.2.

Chọn 270
HB
Tơi cả thiện

750 MPa

450 MPa

192÷240
Chọn 230

HB

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức 6.1(tr91-I)

[σH ] =

σ H0 lim .K HL
.Z R .Z v .K xH
SH
;
Z R .Z v .K xH = 1

Chọn sơ bộ :

,

Với SH là hệ số an toàn theo (bảng 6.2) đối với vật liệu đã chọn thì SH = 1,1
ZR
-

Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng;
15


Zv
-

Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

K xH

-

Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

[σ ] = σ
H

0
H lim



K HL
SH

Theo bảng 6.2(tr94) với théo 45 tôi cái thiện đạt độ rắn HB 180….350,

σ H0 lim = 2.HB + 70 S H = 1,1 σ F0 lim = 1,8 HB
;

S F = 1,75

;

;

σ H0 lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.270 + 70 = 610 MPa σ F0 lim1 = 1,8HB1 = 1,8.270 = 486MPa
;

σ H0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa σ F0 lim 2 = 1,8 HB2 = 1,8.230 = 414 MPa
;
Theo công thức 6.3(tr93) Hệ số tuổi thọ KHL:

K HL = m

H

N HO
N HE

mH

mH

: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn,
350 hoặc bánh răng có mài mặt lượn chân răng

=6 khi độ rắn mặt răng HB

≤

N HO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N HE
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
2,4
N HO = 30 H HB

Theo bảng 6.5(tr96) và công thức 6.5(tr93-I)

N HO1 = 30.2702,4 = 2,1.107 N HO 2 = 30.230 2,4 = 1,4.107
;

Theo công thức 6.7(tr93)

N HE = 60c ∑ (Ti / Tmax )3 .ni .ti
16


c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay; c=1
Ti, ni , ti : Lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh
răng đang xét

4
3
N HE1 = 60.21000.1425.(13. + 0,83. ) = 124,3.107
8
8
4
3
N HE 2 = 60.21000.425.(13. + 0,83. ) = 37,1.107
8
8
N HE1
Do đó Vì

N HO1

>

N HE 2

nên

N HO 2

Và

=1

K HL 2

>

→ [ σ H ]1 =

K HL1

nên

=1.

610.1
= 554,5MPa
1,1

[σ ]
H

2

=

530.1
= 481,8MPa
1,1

;
Do đây là cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp cho nên ứng suất tiếu xúc cho phép xác định
như sau:

[σ ] =

[σ ] + [σ ]
H 1

H

2.2.3.

H

=

2

2

554,5 + 481,8
= 518,15Mpa ≤ 1,25 [ σ H ] min = 1,25.484,8 = 602, 25 MPa
2

Xác định ứng suất uốn cho phép

[σ ]
F

 σ Fo lim 
=
÷.YR .YS .K xF .K FC .K FL
S
 F 

[σ ]
F lim

Trong đó:

-

là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở.

SF
-

= 1,75 tra bảng 6.2.

⇒ [ σ F ] = σ Fo lim .

YR .YS .K xF
Chọn sơ bộ

=1

K FC .K FL
SF
;
17


σ Fo lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270 = 486( MPa)
σ FOlim 2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414( MPa)
Ta có:
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:

3
 4
N FE1 = 60.1.1425.21000.16. + 0,86 . ÷ = 107,4.107
8
 8
mF

mF

: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn,
350 hoặc bánh răng có mài mặt lượn chân răng

=6 khi độ rắn mặt răng HB

≤

N FO = 4.106

N FO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn ;

đối với tất cả các loại

thép

N FE
: số chu kì thay đổi ứng suất tương đối
Theo công thức 6.8(Tr93-I)
mF

N FE

 T 
= 60.c.∑  i ÷ .ti .ni ;
 Tmax 

c là số lần ăn khớp trong một vịng quay. Ta có c=1;
Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét;
ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét;
ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét;
mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, ở đây mF = 6
Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có:
6

N FE 2

 T 
= 60.ci .∑  i ÷ .ti .ni ;
 Tmax 

18


=

3
 4
60.1.425.21000. 16. + 0,86. ÷ = 16,3.107
8
 8

> NFO2 = 4.106

Ta có: NFE2 > NFO do đó KFL2 = 1(Tr94-I)

3
 4
N FE1 = 60.1.1425.21000.16. + 0,86 . ÷ = 107,4.107
8
 8

> NFO1= 4.106

⇒

KFL1 = 1

Thay số vào ta sẽ xách định được ứng suất cho phép của bánh như sau:

σ Fo lim1.K FC .K FL 486.1.1
=
= 277,7( MPa);
[ σ F ]1 =
SF
1,75
σ Fo lim 2 .K FC .K FL 414.1.1
=
= 236,6( MPa);
[σF ]2 =
SF
1,75

∗Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải ( nên tính cho bánh răng 2) theo công thức 6.13(tr95):

[σ ]

H 2 Max

= 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 MPa

∗Ứng suất uốn cho phép khi quá tải theo công thức 6.14(tr96-I)

[σ ]

[σ ]

F1 Max

F2 Max

2.2.4.

= 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464 MPa
= 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa

Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn
khớp ngoài như sau:

aw = 49,5(u1 + 1) 3

T1.K H β

[σ ]
H

2

.u1.ψ ba

Trong đó: -T1 là momen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I);
19

ψ ba =

bw
aw

-

là hệ số chiều rộng bánh răng (bảng 6.6);

KHβ
là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng khơng đều trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc;
- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
Ở đây ta có:

K a = 43
- Tra bảng 6.5 ta có

ψ ba
- T1 = 45271,6 (N.mm); u1 = 3,4;

[σ ]
H

= 0,3 và

ψ bd = 0,53.ψ ba .(u + 1)
-

= 518,15 (Mpa)

≈

= 0,53.0,3.(3,4 + 1) = 0,69 0,7. Tra bảng 6.7[1] ta xác định được

KHβ
= 1,078 (sơ đồ 3)

aw = 43.(3,4 + 1). 3

45271,6.1,078
= 106,5mm
518,152.3,4.0,3

Vậy ta chọn sơ bộ aw = 110 mm
2.2.5.

Xác định các thông số ăn khớp

Theo công thức 6.17 (tr97-I)
*) Modun: m = (0,01 ÷ 0,02).aw1 = (0,01 ÷ 0,02).110 = 1,1 ÷ 2,2
Chọn modun m = 1,5

Cos β = 0,9848

β = 10°
Chọn sơ bộ
•

, do đó

Tính số răng của bánh răng: theo công thức 6.31(tr103-I) trên bánh nhỏ và bánh lớn lần
lượt là Z1 và Z2 ta có:

20


Z1 =

2.aw .cos β 2.110.0,9848
=
m.(u + 1)
1.5.(3.4 + 1)
= 32,8 chọn Z1 = 33 răng.

⇒

Z2 = u1.Z1= 3,4.33 = 112,2 chọn Z2 = 112 răng.

Vậy Zt = Z1 + Z2 = 33 + 112 = 145;

β
Nhờ có góc nghiêng
trước

của răng nên không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho

um =
Tỷ số truyền thực là

112
= 3.4
33

β
Theo công thức 6.32(tr103-I) ta tính lại góc
Cos β =

m.Z t 1,5.145
=
= 0,9886
2aw
2.110

→ β = 8, 65°
2.2.6.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33(tr105-I) yêu cầu phải đảm bảo

σ H = Z M .Z H .Z ε .

σH ≤ [σH ]

:

2T1 .K H (u1 + 1)
2

≤ [σH ]
bW .u1 .d W1
;

Trong đó: T1 = 46376,1 N.mm;

bw = ψ ba .aw
= 0,3.110 = 33 mm, chiều rộng bánh răng
u1 = 3,4;
dw1= 2aw/(u1 + 1) = 50 mm;
ZM = 274 Mpa1/3 (tra bảng 6.5(tr96-I)) Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu.
21


ZH Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Theo công thức 6.35(tr105-I)
tg β b = cos α t tg β
tgα
tg 20
) = arctg (
) = 20, 21°
cos β
0, 9886
→ tg βb = cos 20, 21°.tg 8, 65° → βb = 8,13°

α t = α tw = arctg (

α

góc prrofin gốc theo bảng 6.11

α

=20

°

βb
góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Theo công thức 6.34(Tr105-I)

ZH =

2 cos βb
2 cos8,13°
=
= 1, 75
sin 2α tw
sin 2.20, 21°

Theo công thức 6.34b(tr105-I)

σ H = Z M .Z H .Zε

2T1.K H (u + 1)
≤ [σH ]
bw .u.d w12
hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức 6.34(tr105-I)



1
1 
1
1 

ε α = 1,88 − 3, 2( + )  cos β = 1,88 − 3, 2( −
) cos8.65° = 1,8
Z1 Z 2 
33 112 


Theo công thức 6.36c (tr105-I)

Zε =

1
1
=
= 0, 75
εα
1,8

d w1 =

2.a w
2.110
=
= 50
u m + 1 3, 4 + 1

( theo bảng tra 6.11)
Theo công thức 6.40(tr106-I)
22


v=

π d w1n1 π .50.1425
=
= 3, 73m / s
60000
60000
K Hα = 1,16

Từ v=3,73 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9 với cấp chính xác 9 và v<5m/s,
vH = δ H g 0 v

aw
110
= 0, 002.73.3, 73
= 3, 01
u
3, 4

theo cơng thức 6.42(tr107-I)

δH
6.15

trong đó theo bảng

g0

=0,002, theo bảng 6.16

K Hv = 1 +

=73. Do đó theo cơng thức 6.41(Tr107-I)

vH bw d w1
3, 01.33.50
=1+
= 1, 04
2T1.K H β .K H α
2.46376,1.1, 078.1,16

KH
hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc tính theo cơng thức 6.39(tr106-I)
K H = K H β .K Hα .K Hv = 1, 078.1,16.1, 04 = 1,34

Thay các giá trị vừa tính được vào 6.33(tr105-I)

σ H = 274.1, 75.0, 75

2.46376,1.1,34.(3, 4 + 1)
= 502,1MPa
33.3, 4.502

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 3,73 m/s < 5 (m/s)
Zv = 0,85.

v 0,1

= 0,97; với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8.

µm

Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5…1,25
KxH = 1

⇒ [ σ H ] = [ σ H ] Z v Z R K xH

[σ ] =

, Do đó ZR = 0,95, với da < 700 mm

⇒

;

H

602,25.0,97.0,95.1=555 Mpa.

23


σH < [σH ]
Do

nên thõa mãn điều kiện tiếp xúc.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

2.2.7.

Theo công thức 6.43, 6.44(tr108-I) ta có:

σ F1 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1

σ F2 =

bw .d w1.m

≤ [ σ F1 ]

σ F 1.YF 2
≤ [σ F2 ]
YF 1

K Fβ
Tra bảng 6.7[1] ta xác định được

= 1,17 (sơ đồ 3), với v < 5 m/s tra bảng 6.14(tr107-I) cấp

K Fα = 1, 40
chính xác 9 thì
Theo cơng thức 6.47 (tr109-I)
vF = δ F .g 0 .v.

aw
110
= 0, 006.73.3, 73,
= 9,3
u
3, 4

δF
Trong đó theo bảng 6.15(tr107-I)

g0
=0,006, theo bảng 6.16(tr107-I)

=73

Theo công thức 6.46(tr109-I)

K Fv = 1 +

vF .bw .d w1
9,3.33.50
= 1+
= 1,1
2T1 K F β .K Fα
2.46376,1.1,17.1, 4

Theo cơng thức 6.45(tr109-I) hệ số tải trọng khi tính về uốn
K F = K F β .K Fα .K Fv = 1,17.1, 4.1,1 = 1,8

Với

εα

Yε =

=1,8 ,

1
1
=
= 0.6
ε α 1.8

(tr108-I)

24


Yβ = 1 −

β = 8, 65°
Với

,

β
8, 65
= 1−
= 0,94
140

140

(tr108-I)

Số răng tương đương(tr108-I)

zv1 =

z1

( cos β )

zv 2 =

3

=

33
= 34
0,98863

3

=

112
= 116
0,98863

z2

( cos β )

YF 1 = 3,8 YF 2 = 3, 6
Theo bảng 6.18(tr109-I) ta được
,
YS = 1, 08 − 0, 0695ln m = 1, 08 − 0,695ln1,5 = 0,8
Với m=1,5,

YR = 1
(tr92-I),

,

K xF = 1( d a < 400mm )
do đó theo cơng thức 6.2 và 6.2a(Tr91-93-I)

[ σ F 1 ] = [ σ F ] 1 YRYS K xF = 277, 7.1.0,8.1 = 222,16 MPa
[ σ F 2 ] = [ σ F ] 2 YRYS K xF = 236, 6.1.0,8.1 = 189,3MPa
Thay những giá trị vừa tính được vào công thức 6.43, 6.44(tr108-I)

σ F1 =

2.T1.K F .Yε .YF 1 2.46376,1.1,8.0, 6.3,8
=
= 153,8MPa
bw .d w1.m
33.50.1,5

σ F 1 < [ σ F 1 ] = 222,16 MPa
σF2 =

σ F 1YF 2 153,8.3, 6
=
= 145, 7 MPa < [ σ F 2 ] = 189,3MPa
YF 1
3,8

2.2.8. Kiểm nghiệm răng về quá tải .

K qt =
theo công thức 6.48(tr110-I) với

Tmax
= 1, 4
T

(tr109-I)

σ H 1max = σ H . K qt = 502,1. 1, 4 = 594,1MPa < [ σ H ] max = 1260 MPa
Theo công thức 6.49(tr110-I)
25