Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đồ án môn học chi tiết máy
Đề số 2 : Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải
Sơ đồ hệ thống dẫn động:

T1= T ; T2 = 0,6T ; t1 = 30(s) ; t2 = 48(s) ;tck= 78(s)
Trong đó:
1. Động cơ điện 3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
2. Nối trục đàn hồi 4. Bộ truyền xích ống con lăn
5. Băng tải
Số liệu thiết kế:
1. Lực kéo băng tải, F(N): F = 6500(N)
2. Vận tốc băng tải, v (m/s): v = 1,25 (m/s)
3. Đường kính tang dẫn, D: D = 400(mm)
4. Thời gian phục vụ L, năm : 7 (năm)
Quang một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )
5. Chế độ tải: T1=T ; t1=30 ; T2=0,8T ; t2=48
Nhiệm vụ thiết kế:
* Bản thuyết minh về thiết kế và tính tốn.
* Bản vẽ hộp giảm tốc.(Khổ A0)
* Bản vẽ chế tạo chi tiết. (Khổ A4)


Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động
Phần I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.
1.1.Chọn động cơ.
1.1.1-Tính công suất cần thiết .
Chọn động cơ điện là công việc đầu tiên của qúa trình tính tốn, thiết kế máy. Nó
có ảnh hưởng lớn đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền
ngoài hộp. Để chọn được động cơ phải dựa trên các đặc tính và phạm vi sử dụng của
chúng cùng với yêu cầu thiết kế từ đó lựa chọn động cơ động cơ phù hợp và kinh tế

nhất.
Muốn vậy ta phải tính được cơng suất cần thiết của động cơ. Cơng suất cần thiết
của động cơ được xác định theo công thức (2.8):
P
Pct = t ( kW )
η
Trong đó:
Pct (kW) là công suất cần thiết trên trục động cơ .
Pt (kW) là cơng suất tính tốn trên trục máy cơng tác.
η là hiệu suất truyền động.
Để xác định được công suất Pct cần xác định được cơng suất tính
tốn Pt. Cơng suất tính tốn được xác định dựa vào chế độ làm việc của hệ
thống dẫn động và tính chất của tải trọng. Theo yêu cầu thiết kế, hệ thống
dẫn động băng tải được tính tốn trong điều kiện làm việc lâu dài và tải
trọng tác dụng thay đổi theo chu kỳ. Do đó ta coi động cơ làm việc với
cơng suất tương đương khơng đổi (thay thế cho q trình làm việc của
động cơ lúc quá tải, lúc non tải) được tính theo cơng thức (2.13)

∑

Pt = Ptd

với

2

 Pi 
t
  . 2 i (kW )
Ptd = P1 .

i =1  P1 
ti
2

∑
i =1

Trong đó:
Ptd (kW) là cơng suất tương đương của động cơ.
P1 (kW) là công suất lớn nhất trong công suất tác dụng lâu dài
trên trục máy công tác.
Pi (kW) là công suất tác dụng lâu dài trong thời gian (ti) .
Theo biểu đồ tải trọng ta thấy thời gian mở máy là rất
nhỏ (3s) do đó khơng coi là công suất tác dụng
lâu dài trên trục máy cơng tác, nên ta có:
6500.1,25
P1 =
= 8,12( kW )
1000
=>
Ta lại có:


P2 T2
=
= 0,6
P1 T1

t1 = 30(s)
t2 = 48(s) ; tck = t1+t2 = 30+48 = 78(s)

Vậy ta có cơng suất tương đương là:
2

và

2

 P1 
P 
  .t1 +  2  .t2
2
2
P1 
P1 
(
1) .30 + ( 0,6) .48


Ptd = P1.
= 8,12.
= 6,3( kW )
t1 + t2
30 + 48
=>Pt = Ptd=6,3(kW)
Mà hiệu suất truyền động (η) được tính dựa trên hiệu suất các bộ
truyền trong hệ thống dẫn động
theo cơng thức (2.9):
η=ηk.ηol.ηbr1.η br2.ηx
Trong đó trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ
được tra trong bảng 2-3 (Tr.19 )

ηk ≈1 là hiệu suất bộ truyền khớp nối trục từ trục
động cơ sang trục I.
ηol=(0,99)4 là hiệu suất các cặp ổ lăn đượclàm việc
trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn. ở đây, sử
dụng 4 cặp ổ lăn trên các trục, mỗi cặp ổ có hiệu suất riêng là
(η*ol=0,99)
ηbr1=0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng làm việc
trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn (cấp nhanh)
ηbr2= 0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ rang nghiêng làm
việc
trong điều kiện che kính đủ dầu bôi trơn (cấp chậm)
ηx= 0,93 là hiệu suất bộ truyền xích làm việc trong điều kiện hở
Vậy ta có:
=>η=η.ηol.ηbr1.η br2.ηx= 1. 0.994. 0,97. 0,97. 0,93 = 0,84

Pct =

Pt 6,3
=
= 7,5( kW )
η 0,84

1.1.2-Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.
*) Chọn sơ bộ tỉ số truyền.
Dựa vào bảng 2.4 (TR.21,TTTKHTDĐCK-T1) chọn:
Tỉ số truyền của bộ truyền xích un = 3 (lần).
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = 16 (lần).
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là:
usb = uh.un = 3.16= 48 (lần).
*) Số vịng quay trên trục băng tải tính theo cơng thức (2.16):

n lv =

60.v  v 
 
π.D  p 

Trong đó:
v = 1,25(m/s) vận tốc băng tải.
D = 400(mm) = 0,4(m) đường kính tang quay của băng tải.
nlv =

60.v 60.1,25
=
= 59,68 v 
 p
π .D
π .0,4

=>
;
Vậy số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là:
=> nct = nlv.usb = 59,68.48 =2864,64(v/p) ;
*) Chọn động cơ.
Dựa trên các yêu cầu của động cơ về momen mở máy và công suất
cần thiết để đảm bảo động cơ làm việc tốt là:
Pđc ≥ Pct
nđb≈ nct
T1

T
=1≤ k
T
Tdn

Với T là momen tải trọng lớn nhất T=T1.
Tra trong các bảng P 1.2; P 1.2; P 1.3 với động cơ đồng bộ là
3000(v/p) ta chọn được động cơ điện K do nhà máy Động cơViệt-Hung
chế tạo với kiểu động cơ K160S2 có các thơng số sau:
Cơng suất Vận tốc
(kW)
(v/p)
7,5
2935

Cosϕ
0,93

IK/Idn TK/Tdn Đ/k trục động Khối lượng
cơ (mm)
(kg)
7,3
2,2
38
94

1.2).Tính tốn động học hệ thống dẫn động cơ khí.
Tính tốn hệ thống dẫn động cơ khí theo các thơng số của động cơ
điện chọn được
*)-Xác định tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động.

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được xác định bằng tỉ số của số vòng quay
đầu vào của bộ
Với: ndc = 2935(v/p) là số vòng quay của động cơ điện chọn được.
nlv = 59,68(v/p) là số vòng quay trên trục băng tải.

ut =

ndc 2935
=
= 49,17
nlv 59,68
(lần)

=>
*)-Phân phối tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động cho các bộ truyền.
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền
trong hộp giảm tốc và bộtruyền
ngồi (bộ truyền xích & bộ truyền khớp).
ut = uh.un = 49,17 (lần)


Tỉ số truyền của bộ truyền khớp là: uk ≈ 1(lần)
Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là: ux = 2,5(lần)
Vậy ta có tỉ số truyền của hộp giảm tốc là:
u
u
49,176
uh = t = t =
= 19,67
un uk .u x 1.2,5

(lần)
Đây là hộp giảm tốc khai triển, tính tốn theo điều kiện bơi trơn và
u cầu thể tích hộp nhỏ nhất có thể được. Do đó chọn tỉ số truyền của
cấp nhanh (u1) lớn hơn tỉ số truyền của cấp chậm (u2).
Ta dùng công thức thực nghiệm sau:
u1 = (1,2 ÷ 1,3)u2
=> uh = u1.u2 = (1,2 ÷ 1,3)u2. u2 = (1,2 ÷ 1,3) (u2)2 =
19,67(lần)
=> u2 = (3,88 ÷4,04 ) chọn u2 = 3,95 (lần)
=> u1 = (1,2 ÷ 1,3)u2 = (4,74 ÷ 5,135) chọn u1 = 4,95(lần)
Vậy ta có tỉ số truyền thực của hộp giảm tốc là:
uh = u1.u2 = 3,95.4,95 = 19,55 (lần)
Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là :

ux =

ut
49,17
=
= 2,51
uh .uk 19,55
(lần)

1.3.Xác định cơng suất, momen và số vịng quay trên
các trục.
Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pct của động cơ ta tính
được cơng suất, momen,
và số vòng quay trên các trục của hệ thống dẫn động như sau:
1.3.1.Trên trục động cơ:
Số vòng quay: nđc = 2935(v/p)

Công suất trên trục động cơ là công suất cần thiết:
Pct =7,5(kW)
Momen xoắn:
Tdc = 9,55.106.

Pct
7,5
=
.9,55.106 = 24403,74( Nmm)
ndc 2935

1.3.2.Trên trục 1:
n1 =

ndc 2935
=
= 2935(v / p)
uk
1

Số vịng quay:
Cơng suất trên trục:P1 = Pct . ηk.ηol =7,5.1.0,99 =7,42 (kW)
Momen xoắn trên trục:
1.3.3.Trên trục 2:

T1 = 9,55.106.

P1 7,42
=
.9,55.106 = 24143,44( Nmm)

n1 2935


n2 =

n1 2935
=
= 592,92(v / p )
u1 4,95

Số vịng quay:
Cơng suất trên trục:P2 = P1 .ηbr1.ηol = 7,42.0,97.0,99 = 7,12(kW)
Momen xoắn trên trục:
1.3.4.Trên trục 3:
n3 =

T2 = 9,55.106.

P2
7,1
=
.9,55.106 = 114679,88( Nmm)
n2 592,92

n2 592,92
=
= 150,1(v / p)
u2
3,95

Số vịng quay:
Cơng suất trên trục: P3 = P2 .ηbr2.ηol = 7,12.0,97.0,99=6,83(kW)
Momen xoắn trên trục:
1.3.5.Trên trục công tác:
nlv =

T3 = 9,55.106.

P3 6,83
=
.9,55.106 = 434553,63( Nmm)
n3 150,1

n3 150,1
=
= 59,8(v / p )
u x 2,51

Số vịng quay:
Cơng suất trên trục: Plv = P3 . ηx.ηol =6,83.0,93.0,99 =6,28(kW)
Momen xoắn trên trục:
Tlv = 9,55.106.

Plv 6,28
=
.9,55.106 = 1002909,69( Nmm)
nlv 59,8

1.3.6.Từ kết quả tính tốn ở trên ta có bảng thơng số sau
Trục

T.số
u(lần)
P(kW)
n(v/p)
T(Nmm)

Động cơ
1
7,5
2935
24403,74

1
4,95
7,42
2935
24143,44

2

3

Công tác

3,95
2,51
7,12
6,83
6,28
592,92

150,1
59,8
114679,88 434553,63 1002909,69


Phần II . Thiết kế các bộ truyền.
A).Bộ truyền trong hộp.
I)–Chọn vật liệu.
Theo u cầu thiết kế và tính tốn động cơ ở trên thì đây là hộp giảm tốc bánh
răng hai cấp cơng suất trung bình. Do cặp bánh răng cấp nhanh chịu tải nhỏ hơn cặp bánh
răng cấp chậm, nên ta phải chọn vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh có cơ tính kém hơn
vật liệu cặp bánh răng cấp chậm, để tránh lãng phí.Tuy nhiên, do chỉ sản xuất loạt nhỏ, để
đơn giản cho việc cung cấp vật liệu chế tạo, cũng như công nghệ chế tạo bánh răng ta có
thể chọn chung loại vật liệu cho cả hai cấp như nhau.
Theo yêu cầu thiết kế với vận tốc băng tải v = 1,25(m/s) và tải F=6500(N) ta chọn
vật liệu thơng thường (nhóm I) có độ rắn HB ≤ 350. Bánh răng được thường hoá hoặc tôi
cải thiện.
Theo bảng 6.1(Tr. 92,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn được loại vật liệu cho cả bánh
dẫnvà bánh bị dẫn như sau:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285
Giới hạn bền: σb = 850(MPa)
Giới hạn chảy: σch = 580(MPa)
II)Xác định các loại ứng suất cho phép.(sơ bộ)
Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng làm việc trong
điều kiện che kín đủ dầu bơi trơn, do đó dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng. Đó
là các phá hỏng mỏi do tác dụng dài hạn của ứng suất tiếp xúc thay đổi có chu kỳ gây
ra. Ngồi ra, răng có thể bị biến dạng dư gẫy dòn lớp bề mặt hoặc phá huỷ tĩnh ở chân
răng do quá tải. Do vậy ta xác định ứng suất cho phép và kiểm nghiệm nó.
1. ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ].
ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] được xác định theo công thức (6.1):



o



[ σ H ] =  σ H lim .Z R .Z v .K xH .K HL
 SH 

-

ZR
Zv
KxH

Trong đó:
– Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.


σoHlim – ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
SH
– Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
KHL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục
vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
Với bước tính sơ bộ lấy ZR.Zv.KxH = 1
Hệ số KHL được xác định theo công thức (6.3):
-

K HL = m H

N HO
N HE

Trong đó:
- mH – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,
với độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ta có mH=6
- NHO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NHO=30.(HHB)2,4 (công thức 6.5)
- HHB – Độ rắn Brinen
- NHE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

∑

N HE = 60.c.

 Ti

 Tmax

3


 .n i .t i

ứng với trường hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE

được tính theo cơng thức (6.7) :

Trong đó:
- Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn số vòng quay và số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.
- Tmax : momen xoắn lớn nhất.
- c : số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB 241 … 285)
Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có:
σoHlim=2.HB+70 ; SH=1,1
Do bánh răng dẫn quay nhanh, nên số chu kì chịu tải lớn dẫn đến mòn nhanh,
theo thuyết sức bền đều ta nhiệt luyện bánh dẫn có độ rắn lớn hơn bánh bị dẫn.
H1≥H2 +(10÷15)HB
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=265 ,độ rắn bánh lớn HB2=255
Ứng suất tiếp xúc cho phép.
σoHlim1=2.HB1+70=2.265+70=600(MPa)
σoHlim2=2.HB2+70=2.255+70=580(MPa)
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở.
NHO1=30.(HHB1)2,4=30.(265)2,4=1,96.107
NHO2=30.(HHB2)2,4=30.(255)2,4=1,79.107
Do cơ tính vật liệu bánh dẫn tốt hơn vật liệu bánh bị dẫn => NHE1 > NHE2
Vậy ta chỉ cần xác định NHE2 (6.7)::


N HE 2

 T
= 60.c.n2 .t h .∑  i
 Tmax

3

 ti
 .
 ∑ ti

Ta có:
- c: số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
- n2: số vòng quay trên trục 2 (n2=592,92 v/ph )
- th: thời gian làm việc trong 7năm (th = 2ca x 8 giờ x 300 ngày x 7năm= 33600 giờ)
48 
 30
N HE 2 = 60.1.592,92.33600.13. + 0,63.  = 6,186.108
78 
 78
=> NHE2>NHO2 =1,79.107 => NHE1>NHO1 =1,96.107
Do đường cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NHO có dạng gần đúng là
một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc
không thay đổi.Vì vậy ta lấy NHE=NHO để tính,
Do đó KHL=1.
=> NHE2= NHO2 ; NHE1 = NHO1
=> KHL= KHL1= KHL2=1
Thay các giá trị KHL,ZR.Zv.Kx vào cơng thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép (6.1a) ta
có:
 σ oH lim 
 σo
.Z R .Z v .K xH .K HL =  H lim

 S
 SH 
 H

o

[ σ H ]1 = σ H lim 1 = 600 = 545,45(MPa ) [ σ H ] = 
SH

[σ H ] 2 =

1,1

σ oH lim 2
SH

=


σo
.1.1 = H lim

SH


580
= 527,27( MPa )
1,1

Cấp chậm sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[σH]c = [σH]2 = 527,27(MPa)
(6.12)
Cấp nhanh sử dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[σH]n =([σH]1 +[σH]2)/2= (545,45+527,27)/2

(6.12)
= 536,36(MPa) < 1,25[σH]2
Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép là:
[σH]max=2,8.σch=2,8.580=1624(MPa)
(6.13)
2. ứng suất uốn cho phép [ σ F ].
ứng suất uốn cho phép [ σF ] được xác định theo công thức (6.2):


o



[ σ F ] =  σ F lim .YR .Ys .K xF .K FC .K FL
 SF 

-

YR
Ys

-

KxF

-

KFC

-

σoFlim

Trong đó:
– Hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng.
– Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng
suất .
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng tới độ
bền uốn.
– Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bộ truyền quay một chiều
KFC=1
– ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở


-

– Hệ số an tồn khi tính về uốn
– Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục
vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
Với bước tính sơ bộ lấy YR.Ys.KxF = 1
K FL = m F

SF
KFL

N FO
N FE

Hệ số KHL được xác định theo công thức (6.4):

Trong đó:
- mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn,
với độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ta có mF=6
- NFO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
NFO=4.106 (công thức 6.4)
- NFE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

∑

N FE = 60.c.

 Ti

 Tmax





mF

.n i .t i

, ứng với trường hợp tải trọng thay đổi theo
chu kì NHE được tính theo cơng thức (6.8):
Trong đó:
- Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn số vòng quay và số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.
- Tmax : momen xoắn lớn nhất.
- c : số lần ăn khớp trong một vịng quay(c=1)

Với vật liệu đã chọn thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn (HB 241 … 285)
Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có:
σoFlim=1,8HB ; SF=1,75
ứng suất uốn cho phép.
σoFlim1=1,8.HB1=1,8.265=477(MPa)
σoFlim2=1,8.HB2=1,8.255=459(MPa)
Do cơ tính vật liệu bánh dẫn tốt hơn vật liệu bánh bị dẫn => NFE1 > NFE2
Vậy ta chỉ cần xác định NFE2 (6.7) :
N FE 2

N FE 2

 T
= 60.c.n2 .t h .∑  i
 Tmax

mF


t
 . i
 ∑ ti

Ta có: n2= 592.92 v/ph
c =1
Th = 33600 giờ
48 
 30
= 60.1.592,92.3360016. + 0,6 6.  = 4,94.108
78 

 78

=> NFE2>NFO2 =4.106 => NFE1>NFO1 =4.106
(6.4)
Do đường cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NFO có dạng gần đúng là
một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn khơng
thay đổi.Vì vậy ta lấy
NFE=NFO để tính, do đó KFL=1.
=> NFE2= NFO2 ; NFE1 = NFO1


=> KFL= KFL1= KFL2=1
Thay các giá trị KFL,KFC, YR.Ys.KxF vào cơng thức tính ứng suất uốn cho phép (6.2 và
6.2) ta có:
o
σ oF lim 1 477
 o 
 o 
[ σ F ]1 =
=
= 272,57(MPa ) [σ F ] =  σ F lim .YR .Ys .K xF .K FC K FL =  σ H lim .1.1.1 = σ F lim
SF
1,75
SF
 SF 
 SH 
o

[ σ F ] 2 = σ F lim 2
SF

=

459
= 262,28(MPa )
1,75

Ứng suất uốn quá tải cho phép là:
[σF]max=0,8.σch=0,8.580=464(MPa)
(6.14)
2.3–Tính tốn cho cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng )
2.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức(6.15a):
aw = K a .( u + 1).3

T .K Hβ

[σ H ] 2 .u.ψ ba

(1)

Trong đó:
Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .
T – Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm).
[σH] – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh (MPa).
u – Tỉ số truyền.
KHβ – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc.
ψba – Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục
aw.

ψba=bw/aw
Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng
(thép-thép) và loại răng nghiêng ta có: Ka=43
Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các
ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H 1 và H2 ≤350HB chọn
ψba1= 0,25.
Với u = u1= 4,95
=> ψbd1 = 0,53.ψba1.(u1+1) = 0,53.0,25.(4,95+1) = 0,788
Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với ψbd1 = 0,788 và sơ đồ 5
chọn KHβ=1,05
T = T1 = 24143,44(Nmm)
[σH] = [σH]n = 536,36(MPa)
Thay các giá trị trên vào cơng thức (1) ta có:
aw1 = K a .( u1 + 1).3

T1.K Hβ

[σ ]

2
H n

.u1.ψ ba1

= 43.( 4,95 + 1).3

24143,44.1,05
= 106(mm)
536,362.4,95.0,25

Lấy aw1=125 (mm). ( chọn theo họp tiêu chuẩn TR.99.TTTTHDDCK)
2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp.
a) Chọn mođun.
Từ khoảng cách trục aw1 ta xác định được mođun theo công thức (6.17):


m1 = (0,01÷0,02).aw1=(0,01÷0,02).125=(1,25÷2,5) (mm)
Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn được mođun theo tiêu chuẩn
là:m1=1,5
b) Xác định số răng và tỉ số truyền thực.
Chọn sơ bộ β trong khoảng (8°÷20°) (TR.102,TTTKHTDĐCK-T1) ,
Chọn β=15°, do đó cosβ = 0,966
Theo (6.31) số răng bánh nhỏ z1:
2.aw1.cosβ 2.125.0,966
z1 =

m1.( u1 + 1)

=

1,5.( 4,95 + 1)

= 27,05

Vậy số răng bánh nhỏ là: z1 = 27(răng)
Theo (6.20) số răng bánh lớn là: z2 = u1.z1 = 4,95.27=133,65
Vậy số răng bánh lớn là: z2 = 134(răng)
Tổng số răng zt:
zt= z1+ z2 = 27+134 =161
Tỉ số truyền thực là: um1 = z2/z1 = 134/27 = 4,962(lần)

Sai số tỉ số truyền là:
∆u = um1- u1 =4,962 -4,95 =0,012
=>
%∆u = ∆u.100%/ u1 = 0,012.100%/4,95 = 0,24%
Với %∆u = 0,24%<4% bộ truyền được đảm bảo.
Tính lại góc β: cosβ =m1.zt/(2aw) = 1,5.161/(2.125)=0,966
=> β= 14°59
2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện
sau:
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2T1 .K H .(u m1 + 1)
b w1 .u m1 .d 2w1

≤ [σ H ]

(2)

Trong đó:
- ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra được
ZM = 274(MPa1/3)
- ZH – Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
- Zε – Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
- KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
- dw1 – Đường kính vịng lăn bánh chủ động(mm).
- bw1 – Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
- [σH] – ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)
- T1 – Momen xoắn trên trục T1= 24143,44(Nmm)

- um1 – Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp nhanh um1 = 4,962(lần)
+) Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH được xác định theo công thức
(6.34):
ZH =

2. cos β b
sin 2α tw

Trong đó:
- α – Góc prơfin gốc xác định theo TCVN 1065 –71, α=20°


- β – Góc nghiêng răng β=14°59’
Góc prơfin răng αt được xác định như sau:
αt1 = arctg(tgα/cosβ)
αt1 = arctg(tg20°/cos14°59’) =20°38’(6.35)
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb được xác định theo công thức :
βb = arctg(cosαt1.tgβ)
βb = arctg(cos20°38’.tg14°59’) =14°3’
=> αt1 = 20°38’, βb= 14°3’
Góc ăn khớp αtw được xác định theo công thức (bảng 6.11):
αtw1 = arccos[(a1.cosαt1)/aw1]
Do bánh răng trụ răng nghiêng nên khoảng cách trục chia a1:
a1= 0,5.m1(z2+z1)/cosβ = 0,5.1,5.(134+27)/0,966 =
125(mm)=aw1
=> αtw1 = arccos[(125.cos 20°38’)/125]=20°38’ =αt1
2. cos β b
2. cos 143'
ZH =
=

= 1,715
sin 2α tw1
sin 2(2038' )

Vậy:
+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Z ε được xác định theo cơng thức
(6.36a):
1
εα

Zε =

εβ =

v×

hƯ

sè

trïng

khíp

däc

bw1. sin β 31,25. sin14°59'
=
= 1,71
m1.π

1,5.π
>1

Với hệ số trùng khớp ngang:

 1 1 

1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2 + . cos β = 1,88 − 3,2 +
.0,966 = 1,74
 27 134 

 z1 z2 


=>

Zε =

1
1
=
= 0,76
εα
1,74

+) Đường kính vòng lăn bánh chủ động dw1:
d w1 =

2.aw1
2.125
=
= 41,93(mm)
um1 + 1 4,962 + 1

+) Bề rộng vành răng bánh chủ động bw:
bw1= aw1.ψba1= 125.0,25 = 31,25(mm)
+) Vận tốc vòng v1:
π .d w1.n1 π .41,93.2935
v1 =

60000

=

60000

= 6,44(m / s)

+) Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH được xác định theo công thức (6.39):


KH= KHβ.KHα.KHv
Trong đó:
- KHα – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về tiếp xúc. Với bánh răng nghiêng
KHα=1,13
- KHβ – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc. Theo bảng 6.7

(TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với
ψbd1 = 0,788 và sơ đồ 5 chọn được KHβ = 1,05.
-

KHv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về tiếp xúc
Xác định hệ số KHv theo công thức (6.41):
K Hv = 1 +

ν H .bw1.d w1
2.T1.K Hβ .K Hα

Trong đó:
ν H = δ H .g o .v1 .

a w1
u m1

(6.42)

- δH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15
ứng với HB1,HB2<350HB và loại răng nghiêng không vát đầu ta
được trị số δH=0,002.
- go – Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và
bánh 2
- v1 – Vận tốc vòng của bánh răng (m/s). Ứng với v 1=6,44(m/s) theo
bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn được cấp chính
xác8 .Theo bảng 6.14 với cấp chính xác là cấp 8 và v <10 m/s KHα=
1,13 ,.Vậy theo bảng6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn được
go=56

=>

ν H = δ H .g o .v1.

aw1
125
= 0,002.56.6,44.
= 3,62
um1
4,962

K Hv = 1 +

Vậy:
=>

ν H .bw1.d w1
3,62.31,25.41,93
= 1+
= 1,08
2.T1.K Hβ .K Hα
2.24143,44.1,05.1,13

KH= KHβ.KHα.KHv= 1,05.1,13.1,08= 1,28


+) Tính chính xác [σH]:
Với v1 = 6,44(m/s) và độ rắn mặt răng HB<350 hệ số xét đến ảnh hưởng của
vận tốc vòng được xác định như sau:
Zv= 0,85.v10,1 = 0,85.(6,44)0,1=1,024

Với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó
cần gia cơng bề mặt đạt độ nhám Ra= 2,5 .. 1,25(µm) => ZR=0,95
Đường kính đỉnh răng:
da1= dw1+2.m = 41,93+2.1,5 =44,93(mm)<700(mm)
=> KxH = 1
Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:
[σH] = [σH].ZR.Zv.KxH = 536,36.0,95.1,024.1 =521,77(MPa)
Thay các giá trị tính được ở trên vào cơng thức (2) ta có:
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2T1.K H .( um1 + 1)
2.24143,44.1,28.( 4,962 + 1)
= 274.1,715.0,76.
2
bw1.u m1.d w1
31,25.4,962.41,932

σ H = 415,2( MPa) < [σ H ] = 521,77( MPa )

=> ứng suất tiếp xúc tính tốn chênh lệch so với [σH] khoảng 20,4% và đảm bảo
đủ bền. Có thể giảm chiều rộng vành răng theo công thức sau:
2

2

σ 
 415,2 
bw1 = ψ ba1.aw1. H  = 0,25.125.
 = 19,8(mm)
 521,77 

 [σ H ] 

Chọn bw1=20(mm)
2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá giá trị cho phép (theo công thức (6.43),(6.44)):


σ F1 =
σ F2

2T1 .K F .Yε .Yβ .YF1
b w1 .d w1 .m

σ .Y
= F1 F2 ≤ [ σ F2 ]
YF1

≤ [ σ F1 ]

(3)

(4)
Trong đó:
Yβ – Hệ số xét đến độ nghiêng của răng , với răng nghiêng
β
14'59
Yβ = 1 −

140

= 1−

140

= 0,893

- Yε – Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
- YF1 – Hệ số dạng răng của bánh 1.
- YF2 – Hệ số dạng răng của bánh 2.
- KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
- dw1 – Đường kính vịng lăn bánh chủ động(mm).
- bw1 – Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
- [σF1]– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 (Mpa)(tính chính xác)
- [σF2]– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 2 (Mpa)(tính chính xác)
- T1 – Momen xoắn trên trục T1= 24143,44(Nmm)
+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Yε được xác định như sau:
Yε=1/εα với εα=1,74 (tính được ở trên)
=> Yε=1/εα=1/1,74=0,57
+) Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF1, YF2:
Số răng tương đương được xác định theo công thức sau:
z1
27
zv1 =
=
= 29,95
3
3
cos β cos 14°59'
zv 2 =

z2
134
=
= 148,65
3
cos β cos 3 14°59'

Do đây là cặp bánh răng trụ răng nghiêng lên: zv1= 30 ; zv2= 149
Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnh
bằng x = 0 và:
Số răng tương đương zv1= 30 => YF1= 3,8
Số răng tương đương zv2= 134 => YF2=3,6
+) Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF được xác định theo cơng thức(6.45):
KF= KFβ.KFα.KFv
Trong đó:
- KFα – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Với bánh răng thẳng KFα=1,37
- KFβ – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn. Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCKT1) ứng với ψbd1 = 0,788 và sơ đồ 5 chọn được KFβ = 1,12.
- KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn
Xác định hệ số KFv theo công thức(6.46):


K Fv = 1 +

ν F .b w1 .d w1
2.T1 .K Fβ .K Fα

Trong đó:
ν F = δ F .g o .v1 .

a w1
u m1

(6.47)
- δF – Hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15
ứng với HB1,HB2<350HB và loại răng nghiêng ta được trị số
δF=0,006.
- go – Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và
bánh 2, go=56
- v1 – Vận tốc vòng của bánh răng v1= 6,44 (m/s).
ν F = δ F .g o .v1.

=>
K Fv = 1 +

Vậy:

aw1
125
= 0,006.56.6,44.
= 10,86
u m1
4,962

ν F .bw1.d w1
10,86.20.41,93
= 1+

= 1,12
2.T1.K Fβ .K Fα
2.24143,44.1,12.1,37

=> KF= KFβ.KFα.KFv = 1,24.1,37.1,12= 1,9
+) Tính chính xác [σF1]:
Với m1 = 1,5(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng
suất được xác định:
=>
Ys=1,08-0,0695ln(1,5)=1,052
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng thường bánh răng
phay thì YR=1
Đường kính đỉnh răng da1= 44,93(mm)<700(mm) => KxF = 1
Vậy ứng xuất uốn cho phép là:
[σF1] = [σF1].YR.Ys.KxF = 272,57.1.1,052.1 =286,74(MPa)
+) Tính chính xác [σF2]:
Với m1 = 1,5(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng
suất được xác định:
=>
Ys=1,08-0,0695ln(1,5)=1,052
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng thường bánh răng
phay thì YR=1
Đường kính đỉnh răng da1= 44,93(mm)<700(mm) => KxF = 1
Vậy ứng xuất uốn cho phép là:
[σF2] = [σF2].YR.Ys.KxF = 262,28.1.1,052.1 =275,92(MPa)
Thay các giá trị tính được ở trên vào cơng thức (3)&(4)ta có:
σ F1 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1

2.24143,44.1,9.0,57.0,893.3,8
= 185,6 < [σ F 1 ] = 286,74( MPa )
bw1.d w1.m
20.41,93.1,5
σ .Y
185,6.3,6
σ F 2 = F1 F 2 =
= 175,8 < [σ F 2 ] = 275,92( MPa)
YF 1
3,8
=

Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn
2.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.


Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cố
bất thường…).
Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suất
uốn cực đại
Với hệ số quá tải:
K qt =

Tmax Tmm
=
= 2,2
T
T

Trong đó :

- T– Momen xoắn danh nghĩa.
- Tmax– Momen xoắn quá tải.
- Tmm – Momen mở máy.
+) Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dịn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
khơng được vượt quá một giá trị cho phép (6.48):
σ H max = σ H K qt ≤ [ σ H ] max

Với các giá trị được tính ở trên:
σH =415,2 (MPa)
[σH]max =2,8. σch =2,8.580=1624(MPa)
σ H max = σ H K qt = 415,2. 2,2 = 615,84 < [σ H ] max
=>
+) Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất
uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép(6.49):
σ F max = σ F K qt ≤ [ σ F ] max

Với các giá trị được tính ở trên:
σF1 = 185,6(MPa)
σF2 = 175,8(MPa)
[σF]max = 464(MPa)

σ F 1max = σ F 1.K qt = 185,6.2,2 = 408,32( MPa) < [σ F ] max

=> σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 175,8.2,2 = 386,76( MPa) < [σ F ] max
Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải.
2.4 Tính tốn cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ thẳng)
aw = K a .( u + 1).3

T .K H β

[σ H ] 2 .u.ψ ba

Trong đó:
Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .
T – Momen xoắn trên trục bánh bị động (Nmm).
[σH] – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp chậm (MPa).
u2 – Tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm.
KHβ – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc.
ψba2 – Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng b w và khoảng cách
trục
aw.
ψba2=bw2/aw2


2.4.1 xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng
(thép-thép) và loại răng thẳng ta có: Ka=49,5
Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các
ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H 1 và H2 ≤350HB chọn
ψba2= 0,35.
Với u = u2= 3,95
=> ψbd2 = 0,53.ψba2.(u2+1) = 0,53.0,35.(3,95+1) =0,92
Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với ψbd2 = 0,92 và sơ đồ 3 chọn
KHβ=1,15
T = T2 = 114679,88(Nmm)
[σH] = [σH]c = 527,27(MPa)
Thay các giá trị trên vào cơng thức (1) ta có:
aw 2 = K a .( u2 + 1).3

T2 .K Hβ

[σ ]

2
H c

.u2 .ψ ba 2

= 49,5.( 3,95 + 1).3

114679,88.1,15
= 171,54(mm)
527,27 2.3,95.0,35

Lấy aw2=200 (mm). ( chọn theo họp tiêu chuẩn TR.99.TTTTHDDCK)
2.4.2Xác định các thông số ăn khớp.
A) Chọn mođun.
Từ khoảng cách trục aw2 ta xác định được mođun theo công thức (6.17):
m2 = (0,01÷0,02).aw2=(0,01÷0,02).200=(2÷4) (mm)
Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn được mođun theo tiêu chuẩn
là:m2=3
b)Xác định số răng và tỉ số truyền thực.
Chọn Theo (6.31) số răng bánh nhỏ z3:
z t = z3 + z 4 =

2.aw 2 2.200
=
= 133,3
m2

3

Chọn zt = 134 (răng)
z3 =

zt
134
=
= 27,07
(u 2 + 1) (3,95 + 1)

Số răng bánh nhỏ là:
Chọn số bánh răng nhỏ là: z3=27
Theo (6.20) số răng bánh lớn là: z4 = u2.z3 = 3,95.27=106,65
Vậy số răng bánh lớn là: z4 = 107(răng)
Tỉ số truyền thực là: um2 = z4/z3 = 107/27 = 3,962(lần)
Sai số tỉ số truyền là:
∆u = um2- u2 =3,962 -3,95 =0,012
=>
%∆u = ∆u.100%/ u2 = 0,012.100%/3,95 = 0,3%
Với %∆u = 0,3%<4% bộ truyền được đảm bảo.
2.4.3Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện
sau:
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2.T2 .K H .( u m 2 + 1)
≤ [σ H ]
bw 2 .um 2 .d w2 2

(2)

Trong đó:
- ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.


Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra được
ZM = 274(MPa1/3)
- ZH – Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
- Zε – Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
- KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
- dw1 – Đường kính vịng lăn bánh bị động(mm).
- bw1 – Bề rộng vành răng bánh bị động(mm).
- [σH] – ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)
- T1 – Momen xoắn trên trục T2= 114679,88(Nmm)
- um1 – Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp chậm um2 = 3,962(lần)
+) Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH được xác định theo công thức
(6.34):
ZH =

2. cos β b
sin 2α tw

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb được xác định theo cơng thức :
βb = arctg(cosαt1.tgβ)
Góc prơfin răng αt được xác định như sau:
αt2 = arctg(tgα/cosβ)
(6.35)
Trong đó:
- α – Góc prơfin gốc xác định theo TCVN 1065 –71, α=20°

- β – Góc nghiêng răng β=0°
=> αt2 = α = 20°,βb= β = 0°
Góc ăn khớp αtw được xác định theo cơng thức (bảng 6.11):
αtw2 = arccos[(a2.cosαt2)/aw2]
Do bánh răng trụ răng thẳng nên khoảng cách trục chia a2:
a2= 0,5.m2(z4+z3)/cosβ = 0,5.3.(107+27)/1 = 201(mm)
=> αtw2 = arccos[(201.cos 20°)/200]=19°11’
ZH =

2. cos β b
2. cos 0
=
= 1,76
sin 2α 2
sin 2(20 )

Vậy:
+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Z ε được xác định theo cơng thức
(6.36a):
Zε =

4 − εα
3

vì hệ số trùng khớp dọc εβ= bw2.sinβ/(m2.π) = 0
Với hệ số trùng khớp ngang:

 1 1 

1 

 1
ε α = 1,88 − 3,2 + . cos β = 1,88 − 3,2 +
.1 = 1,73
 27 107 

 z3 z 4 


Zε =

4 − εα
4 − 1,73
=
= 0,87
3
3

=>
+) Đường kính vịng lăn bánh chủ động dw3:
d w2 =

2.aw 2
2.200
=
= 80,6(mm)
u m 2 + 1 3,962 + 1


+) Bề rộng vành răng bánh chủ động bw:
bw2= aw2.ψba2= 200.0,35 = 70(mm)

+) Vận tốc vòng v2:
π .d w 2 .n2 π .80,6.592,92
v2 =

60000

=

60000

= 2,5(m / s )

+) Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH được xác định theo cơng thức (6.39):
KH= KHβ.KHα.KHv
Trong đó:
- KHα – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về tiếp xúc. Với bánh răng thẳng
KHα=1,05
- KHβ – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc. Theo bảng 6.7
(TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với
ψbd2 = 0,92 và sơ đồ 3 chọn được KHβ = 1,15.
-

KHv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp klhi
tính về tiếp xúc
Xác định hệ số KHv theo công thức (6.41):

K Hv = 1 +

ν H .bw 2 .d w 2
2.T2 .K Hβ .K Hα

Trong đó:

ν H = δ H .g o .v2 .

aw 2
um 2

(6.42)

- δH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15
ứng với
HB1,HB2<350HB và loại răng thẳng không vát đầu ta được trị số
δH=0,006
- go – Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 3 và
bánh 4
- v2 – Vận tốc vòng của bánh răng (m/s).


ứng với v2=2,5(m/s) theo bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn
được cấp chính xác8 .Theo bảng 6.14 với cấp chính xác là cấp 8 và v ≤2,5
m/s KHα= 1,05 ,.Vậy theo bảng6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn
được go=56

=>

ν H = δ H .g o .v2 .

aw 2
200
= 0,006.56.2,5.
= 5,97
um 2
3,962

K Hv = 1 +

Vậy:
=>

KH= KHα

ν H .bw 2 .d w 2
5,97.70.80,6
= 1+
= 1,12
2.T2 .K Hβ .K Hα
2.114679,88.1,15.1,05
K Hβ

KHv= 1,05.1,15.1,12= 1,35

+) Tính chính xác [σH]:
Với v2 = 2,5(m/s) và độ rắn mặt răng HB<350 hệ số xét đến ảnh hưởng của
vận tốc vòng được xác định như sau:
Zv= 0,85.v20,1 = 0,85.(2,5)0,1=0,93
Với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó
cần gia cơng bề mặt đạt độ nhám Ra= 2,5 .. 1,25(µm) => ZR=0,95

Đường kính đỉnh răng:
da2= dw2+2.m2 = 80,6+2.3=86,6(mm)<700(mm)
=> KxH = 1
Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:
[σH] = [σH].ZR.Zv.KxH = 527,27.0,93.0,95.1 =465,84(MPa)


Thay các giá trị tính được ở trên vào cơng thức (2) ta có:
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2T2 .K H .( um 2 + 1)
2.114679,88.1,35.( 3,962 + 1)
= 274.1,76.0,87.
2
bw 2 .um 2 .d w2
70.3,962.80,6 2

σ H = 387,43( MPa ) < [σ H ] = 465,84( MPa)

=> ứng suất tiếp xúc tính tốn chênh lệch so với [σH] khoảng 16,8% và đảm bảo
đủ bền. Có thể giảm chiều rộng vành răng theo công thức sau:
2

bw 2

2

σ 
 387,43 
= ψ ba 2 .aw2 . H  = 0,35.200.

 = 48,4(mm)
 465,84 
 [σ H ] 

Chọn bw2=49(mm)
2.4.4Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá giá trị cho phép (theo công thức (6.43),(6.44)):
σ F3 =

2T2 .K F .Yε .Yβ .YF 3
bw 2 .d w 2 .m

σ F4 =
Trong đó:
-

≤ [σ F 3 ]

σ F 3 .YF 4
≤ [σ F 4 ]
YF 3

(3)
(4)

Yβ – Hệ số xét đến độ nghiêng của răng , với răng nghiêng
β
0

Yβ = 1 −

140

= 1−

140

=1

- Yε – Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
- YF3 – Hệ số dạng răng của bánh 3.
- YF4 – Hệ số dạng răng của bánh 4.
- KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
- dw2 – Đường kính vịng lăn bánh chủ động(mm).
- bw2– Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
- [σF3]– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 3 (Mpa)(tính chính xác)
- [σF4]– ứng suất uốn cho phép của bánh răng (Mpa)(tính chính xác)
- T2 – Momen xoắn trên trục T2= 113679,88(Nmm)
+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Yε được xác định như sau:
Yε=1/εα với εα=1,73 (tính được ở trên)
=> Yε=1/εα=1/1,73=0,578
+) Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF3, YF4:
Số răng tương đương được xác định theo công thức sau:
zv 3 =

z3
cos3 β

zv 4 =

z4
cos 3 β

;
Do đây là cặp bánh răng trụ răng nghiêng lên: zv3= z3= 27 ; zv4= z4= 107


Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnh
bằng x = 0 và:
Số răng tương đương zv3= 27 => YF3= 3,8
Số răng tương đương zv4= 107 => YF4=3,6
+) Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF được xác định theo cơng thức(6.45):
KF= KFβ.KFα.KFv
Trong đó:
- KFα – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Với bánh răng thẳng KFα=1,22
- KFβ – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn. Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCKT1) ứng với ψbd2 = 0,788 và sơ đồ 3 chọn được KFβ = 1,24.
- KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn
Xác định hệ số KFv theo cơng thức(6.46):
ν .b .d
K Fv = 1 + F w 2 w 2
2.T2 .K Fβ .K Fα
Trong đó:
a
ν F = δ F .g o .v2 . w 2
um 2
(6.47)

- δF – Hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15
ứng với HB1,HB2<350HB và loại răng nghiêng ta được trị số
δF=0,016.
- go – Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 3 và
bánh 4, go=56
- v1 – Vận tốc vòng của bánh răng v2=2,5 (m/s).
ν F = δ F .g o .v2 .

=>

aw 2
200
= 0,016.56.2,5.
= 15,91
um 2
3,962

K Fv = 1 +

Vậy:

ν F .bw 2 .d w 2
15,91.70.80,6
= 1+
= 1,24
2.T2 .K Fβ .K Fα
2.114679,88.1,32.1,22

=> KF= KFβ.KFα.KFv = 1,32.1,22.1,24= 2
+) Tính chính xác [σF3]:

Với m2 = 3(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
được xác định:
=>
Ys=1,08-0,0695ln(3)=1
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng thường bánh răng
phay thì YR=1
Đường kính đỉnh răng da2= 86,6(mm)<700(mm) => KxF = 1
Vậy ứng xuất uốn cho phép là:
[σF3] = [σF3].YR.Ys.KxF = 272,57.1.1.1 =272,57(MPa)
+) Tính chính xác [σF4]:


Với m2 = 3(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
được xác định:
=>
Ys=1,08-0,0695ln(3)=1
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng thường bánh răng
phay thì YR=1
Đường kính đỉnh răng da2= 86,6(mm)<700(mm) => KxF = 1
Vậy ứng xuất uốn cho phép là:
[σF4] = [σF4].YR.Ys.KxF = 262,28.1.1.1 =262,28(MPa)
Thay các giá trị tính được ở trên vào cơng thức (3)&(4)ta có:
σ F3 =

2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF 3

2.114679,88.2.0,578.1.3,8
= 85 < [σ F 3 ] = 272,57( MPa)
bw 2 .d w 2 .m
49.80,6.3

σ .Y
85.3,6
σ F4 = F3 F4 =
= 80,5 < [σ F 4 ] = 275,92( MPa )
YF 3
3,8
=

Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn
2.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cố
bất thường…).
Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suất
uốn cực đại
Với hệ số quá tải:
K qt =

Tmax Tmm
=
= 2,2
T
T

Trong đó :
- T– Momen xoắn danh nghĩa.
- Tmax– Momen xoắn quá tải.
- Tmm – Momen mở máy.
+) Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
không được vượt quá một giá trị cho phép (6.48):
σ H max = σ H K qt ≤ [ σ H ] max

Với các giá trị được tính ở trên:
σH =387,43(MPa)
[σH]max =2,8. σch =2,8.580=1624(MPa)
σ H max = σ H K qt = 387,43. 2,2 = 574,65 < [σ H ] max
=>
+) Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất
uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép(6.49):
σ F max = σ F K qt ≤ [ σ F ] max

Với các giá trị được tính ở trên:
σF3 = 85(MPa)
σF4 = 80,5(MPa)
[σF]max = 464(MPa)
σ F 3 max = σ F 3 .K qt = 85.2,2 = 187( MPa ) < [σ F ] max
=>
σ F 4 max = σ F 4 .K qt = 80,5.2,2 = 177,1( MPa ) < [σ F ] max