(TIỂU LUẬN) đồ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN ĐỘNG học hệ dẫn ĐỘNG cơ KHÍ

BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ GIAO THƠNG VẬN TẢI
KHOA CƠ KHÍ
----- -----

ĐỒ ÁN MƠN HỌC CHI TIẾT MÁY

GVHD
SVTH
Mã SV
Lớp

:TRẦN VĂN HIẾU
:
:
:

Hà Nội: 2018


Mục lục
CHƯƠNG 1:TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1. Tính chọn động cơ điện6
1.1.1. Chọn kiểu loại đơng cơ

6

1.1.2. Chọn công suất động cơ

6

1.1.3. Chọn tốc độ đồng bộ của đông cơ
1.1.4. Chọn đông cơ thực tế

7

8

1.2. Phân phối tỷ số truyền 8
1.2.1.Tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc

8

1.2.2.Tính tỉ số truyền bên ngồi hộp giảm tốc8
1.3. Tính tốn thơng số trên các trục

8

1.3.1. Tính cơng suất trên các trục

9

1.3.2. Tính số vịng quay trên các trục 9
1.3.3. Tính mơmen xoắn trên các trục 9
1.3.4. Lập bảng kết quả

10

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG11
2.1.Tính tốn bộ truyền xích

11

2.1.1 Các thơng số ban đầu:

11

2.1.2. Chọn loại xích

11

2.1.3. Chọn số răng đĩa xích

11

2.1.4. Xác định bước xích 11
2. 1.5. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
2.1.6. Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
2.1.7. Xác định thơng số của đĩa xích

14

2.1.8. Xác định lực tác dụng lên trục

15

12

13

2.1.9. Các thơng số của bộ truyền xích :15

2.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 16
2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 23
2.4. Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hôp giảm tốc
2.5. Xác định ứng suất cho phép [H], [F].

31

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
3.1. Thiết kế trục

35

3.1.1. Tính trục theo độ bền mỏi 35
3.1.1.1. Tính sơ bộ 35

-2

29
35

6


3.1.1.2. Tính gần đúng

36

3.1.1.3. Tính chính xác

36

3.1.2. Tính tốn theo độ bền tĩnh 38
3.2. Tính chọn ổ lăn 54
3.3. Tính chọn khớp nối

59

3.3.1. Mô men xoắn cần truyền 59
3.3.2. Chọn vật liệu: 60
3.3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
3.3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
3.3.5. Lực tác dụng lên trục.

60

60

60

3.4. Tính then 61
3.4.1. Trục 1 61
3.4.2.Trục2

62

3.4.3.Trục 3 62
CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ
ĐỘ LẮP TRONG HỘP 64
4.1. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
4.1.1.Tính kết cấu của vỏ hộp

4.1.2 Kết cấu nắp hộp

64
64

64

4.1.3. Nắp ổ 66
4.2. Thiết kế các chi tiết phụ
4.2.1. Cửa thăm

67

67

4.2.2.Nút thông hơi 67
4.2.3.Nút tháo dầu 67
4.2.4. Que thăm dầu 68
4.2.5. Chốt định vị. 68
4.2.6. Bu lơng vịng 68
4.3. Bôi trơn cho hộp giảm tốc

69

4.3.1. Bôi trơn trong hộp giảm tốc

69

4.3.2. Bơi trơn ngồi hộp giảm tốc

69

4.4. Xác định chế độ lắp trong hộp

69

Tài liệu tham khảo:

72

-3


LỜI NĨI ĐẦU
_Đồ án mơn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành
cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về cơng nghệ cơ khí, chế tạo
máy. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên
cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện
nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho
chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ thống
dẫn động băng tải”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức
tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song
bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự
đóng góp ý kiến của thầy cơ, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để
sau này ra trường có thể ứng dụng trong cơng việc cụ thể của sản xuất.
Em xin chân thành cảm ơn !
Giáo viên hướng dẫn

Sinh viên thực hiện

Th.s Trần Văn Hiếu

-4


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

1.Động cơ điện
2.Bộ truyền xích
3.Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục
4.Nối trục đàn hồi
5.Xích tải
Số liệu thiết kế:
Lực vịng trên xích tải: P = 4500N
Vận tốc xích tải: v = 1,8 m/s
Thời gian phục vụ: L = 6 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va
đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1ca
làm việc 8 giờ)
Băng tải : D= 340mm
Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,85T;
T3 = 0,65T
t1= 20s ; t2 = 40s ; t3 = 30s

-5


CHƯƠNG 1:TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1. Tính chọn động cơ điện

1.1.1. Chọn kiểu loại đơng cơ
Với hệ dẫn đơng cơ khí (hệ dẫn động bang tải, xích tải, vít tải… dùng với các
hộp giảm tốc) nên sử dụng loại đông cơ điện xoay chiều 3 pha roto lồng sóc.
1.1.2. Chọn cơng suất động cơ
Cơng suất trên trục động cơ điện là Pctvà được tính theo cơng thức :
Pct =
trong đó :

Pt là cơng suất tính tốn trên trục máy công tác (kw)
là hiệu suất truyền của cả tồn bộ hệ thống

Cơng suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc ta có :

Trong đó : P1 là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài

trên trục máy công tác

=

P1 =

= 8,1 (kw)

Theo chế độ tải có P=T.

mà vận tốc góc

khơng đổi

P tỉ lệ với T (momen quay)

Thay số ta có:


=

Dựa vào bảng 2.3 trang 19.Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn :

-6


+ Hiệu suất của bộ truyền xích (che kín):
+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) :
+ Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: ηol =0,99
+Hiệu suất của khớp nối trục
Vậy ta tính đươc hiệu suất của tồn bộ hệ thống η theo cơng thức :
=

=
=> Pct =

= 0.86
= 7.78 (kw)

1.1.3. Chọn tốc độ đồng bộ của đông cơc0
+Tra bảng 2.4 ( trang 21) để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền
trong hệ,từ đó tính số vịng quay đồng bộ dựa vào số vịng quay của máy cơng
tác:
Truyền động xích thì ux =2...5
tỉ số truyền tồn bộ

của hệ thống được tính theo cơng thức:

Với truyền động xích :ut= ux UHGT=3

10 = 30

trong đó :
+ uX là tỉ số truyền của truyền động xích và ta chọn ux= 3
+ uHGT là tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và ta chọn uHGT= 10
+Gọi nlv là số vòng quay của trục máy cơng tác (trục tang quay hoặc đĩa xích
tải) và được tính theo cơng thức:
nlv =

=101,11 (vịng/phút)

trong đó: v- vận tốc băng tải hoặc xích tải, m/s;
D-đường kính tang quay, mm;
+Chọn số truyền chung sơ bộ :
Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ( nsb) là:
nsb= nlv.ut

-7


nsb = 101,11 30 =3033,3 (vòng/phút)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

=3000 vịng/phút

1.1.4. Chọn đơng cơ thực tế
Với điều kiện chọn động cơ là :
Dựa vào bảng P1.3.các thơng số kỹ thuật của động cơ 4A với
=3000 (vịng/phút) ta dùng động cơ 4A112M2Y3 có

= 7,78(kw) và

=7,5 kW ,

=2922 (vg/ph) và
1.2. Phân phối tỷ số truyền
1.2.1.Tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc
- Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo cơng thức (Theo
3.23 trang 48) Tài Liệu1 ta có :
ut =

=

= 28,89

-Tính tỉ số truyền cấp nhanh (u1)và tỉ số truyền cấp chậm (u2) :
+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc(uh) tính theo công thức :
UHGT=

=

= 9.63

-Với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ:
=u1 u2 (1)

-Đối với hộp giảm tốc đồng trục ta có:
u1= u2=

=

= 3,103 (2) ( theo cơng thức 3.14 trang 42 sách hướng dẫn

tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
1.2.2.Tính tỉ số truyền bên ngồi hộp giảm tốc
Tính lại Uxtheo u1, u2:
Ux=
1.3. Tính tốn thơng số trên các trục

-8


1.3.1. Tính cơng suất trên các trục
Plv = Ptd = 6,699 kW

kw

1.3.2. Tính số vịng quay trên các trục
(vịng/phút)
(vịng/phút)
(vịng/phút)
(vịng/phút)

1.3.3. Tính mơmen xoắn trên các trục
Ta có : Ti=

do đó ta tính được:

Tdc=

= 23859(Nmm)

T1=

=22780(Nmm)

T2=

(Nmm)

T3=

=192981 (Nmm)

-9


1.3.4. Lập bảng kết quả
Bảng thông số
Trục
Thông số

ĐỘNG CƠ

Tỷ số truyền

I
1

Cơng suất(kw)
Số vịng
quay(vịng/phút)
Momen T (Nmm)

II
3,03

III
3.03

7,3

6,97

6,7

6,43

2922

2922

941,66

303,4

23859

22780

66353

192981

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
2.1.Tính tốn bộ truyền xích
2.1.1 Các thơng số ban đầu:
P1 =

=

n1=

=6,43 KW;
=303,4 vòng/phút

T1 = 23859 N.mm ;
Ux =

=3

=0.
2.1.2. Chọn loại xích
Chọn xích ống con lăn( loại xích này có zmin=17- 19 đối với xích con lăn
vận tốc trung bình, zmin = 13 - 15 khi vận tốc thấp).Vì tải trọng không lớn và vận

- 10


tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống con lăn có ưu điểm là: độ bền
mịn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó khơng phức tạp; do đó,
nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật.
2.1.3. Chọn số răng đĩa xích
Ta có cơng thức z1= 29 - 2u ( trang 80 tài liệu 'tính tồn hệ dẫn động cơ
khí'), ta có: z1= 29 - 2u = 29 - 2.3 = 23 ≥ 19 => z1 = 23
z2 = u. z1 = 3.23 = 69 ≤ zmax = 120 => z2 = 69
2.1.4. Xác định bước xích
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mịn của bộ truyền xích ta có:
Pt= P.k.kn. .kz [P].(cơng thức 5.3 theo tài liệu 'tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ
khí')
Với + P : Là cơng suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P3=6,43 KW.
+ Pt: là cơng suất tốn (kw)
+[P]: là cơng suất cho phép(kw)
+kn:Làhệ số vịng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:
n01=400 (vòng/phút) kn=n01/n1=400/ 303,4= 1,318
+kz:Làhệ số răng : kz =
+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc; trong đó:
kđ: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn kđ = 1
k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm cácđĩa xích
trùng với phương ngang. Nên k0 = 1.
ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn
a = (30 50).p; suy ra ka = 1.Chọn a = 40
kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng mộttrong các
đĩa xích. Nên kđc = 1.
kbt:hệ số kể đến ảnh hưởng của bơi trơn .Vì mơi trường làm việc có bụi, bơi trơn
đạt u cầu nên chọn kbt=1,3.

kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)

- 11


 k = 1. 1. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,625
Như vậy ta có :

Pt = P.k.kn..kz= 6,43.1,625.1,318.1,08=14,87 kW

Tra bảng 5.5 (tài liệu'tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí'), với Pt=14,87 (kw)
≤[P] và n01=400(vịng/phút).chọn bộ truyền xích một dãy có:
bước xích : 

p = 25,4 mm ;

đường kính chốt :

dc=7,95mm ;

chiều dài ống :

B=22,61 mm ;

cơng suất cho phép : [P]=19 kW.
Thỏa mãn điều kiện mịn: Pt [P]=19 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax
2. 1.5. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Khoảng cách trục sơ bộ: a=40.p=40.25,4=1016mm
Theo cơng thức 5.12 (tài liêu tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí') số mắt

xích:
x =2.a/p + (z1 + z2)/2 + (z2- z1)2.p/(4 2.a)

Lấy số mắt xích chẵn : Xc =132
Tính lại khoảng cách trục theo cơng thức 5.13(tài liêu tính tốn thiết kế hệ dẫn
động cơ khí'): 83,4

a*=

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
a = 0,003. a* = 0,003. 1076=3,228 mm
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a*- a= 1016– 3,093 =1072,9 (mm).

- 12


Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo cơng thức (5.14):
i=

 imax=30(bảng 5.9 theo tài liệu' tính tốn thiết kế hệ

dẫn động cơ khí')
2.1.6. Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và
chịu va đập khi vận hành)
Theo công thức (5.15) : S =

[S]

Trong đó

Theo bảng ( 5.2) theo tài liệu' tính tốn thiết kế hệ dẫn đọng cơ khí' tập 1 , ta có:
Q = 56700 N ; q1 = 2,6 kg ;
Hệ số tải trọng động: Kđ = 1
Ft –lực vòng ;
v=

= 23.25,4.303,4/60000=2,95m/s

Ft =1000P/v = 1000.6,43/2,95= 2179,6 N
Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q1.v2= 2,6. 2,952 = 22,6N
F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F0 = 9,81.kf.q1.a = 9,81.6.1,072.2,6 = 164 N
(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang (trang 85 tài liệu' tính tốn thiết kế
hệ dẫn động cơ khí)).
Do đó
 s >[s] = 9,3 (theo bảng 5.10 tài liệu' tính tốn thiết kế hệ dẫn đọng cơ khí')
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
2.1.7. Xác định thơng số của đĩa xích
Theo cơng thức ( 5.17 ) ,
Đường kính vịng chia:

- 13


d1=

d2 =

=>

=> d2

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích:
da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =25,4.[ 0,5 + cotg(180/23)] = 197,5 mm
da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/69)] = 570,2 mm
Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.15,88+ 0,05 = 8,03 mm
Với dl = 15,88 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vịng chân đĩa xích:
df1 = d1- 2r = 186,5 – 2.8,03 = 170,4 (mm)
df2 = d2- 2r =558 - 2.8,03 = 542 (mm)
-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (5.18) :
H1

= 0,47

£[sH1 ]

Trong đó:
[sH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có
[sH1]=600Mpa
Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.318,2.25,43.1 = 6,8N
Hệ số tải trọng động : Kđ=1,2(bảng 5.6)
kđ=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,432(vì Z1 =24)
Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống con
lăn một dãy)

- 14

Mô dun đàn hồi: E = 2E1E2/(E1+E2) = 2,1.105(Mpa ) do E1=E2=2,1.105 , cả 2 đĩa
xích đều làm bằng thép.
=516,4(MPa)
sH1<[sH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .:
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc
2.1.8. Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):
Fr = kx.Ft; trong đó:
kx:hệ số xét đến tải trọng của xích
kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );
Fr = 1,15.2179,6= 2506,54(N).
2.1.9. Các thông số của bộ truyền xích :
P1=6,43 KW;
n1= n2=303,4 vịng/phút
T1=198983N.mm ;
ux=2,5
=0.
*) Bảng thơng số bộ truyền xích
Thơng số

ký hiệu

giá trị

loại xích

-----------------

Xích ống con lăn

bước xích

p

25,4 mm

số mắt xích

x

132

chiều dài xích

L

khoảng cách trục

a

1072 mm

số rằn đĩa xích nhỏ

Z1

23

số răng đĩa xích lớn

Z2

69

vật liệu đĩa xích

--------------------

Thép C45 (tơi cải thiện)

đường kính vịng chia đĩa xích nhỏ

d1

168,5 mm

- 15


đường kính vịng chia đĩa xích lớn

d2

558 mm

đường kính vịng đỉnh đĩa xích nhỏ

da1

197,5 mm

đường kính vịng đỉnh đĩa xích lớn

da2

570,2 mm

bán kính đáy

r

8,03 mm

đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df1

170,4 mm

đường kính chân răng đĩa xích lớn

df2

542 mm

lực tác dụng lên trục

Fr

2506,5 N

2.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
2.2.1. Chọn vật liệu:
Với đặc tính của động cơ đã chọn cùng yêu cầu của đầu bài ra và quan điểm
thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau
Cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1] ta chọn :
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241...285 có

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 250
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240 có

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh
lớn thấp hơn 10-15 .Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB2 = 235
2.2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta có:
;

;

;

Trong đó
và

:là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với

số chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn

- 16


Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 250
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 235
Vậy:

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Theo 6-5/93[TL1]:

Do đó:

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
(Vì chọn vật liệu là thép)
Xác định hệ số tuổi thọ:
;
mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên N HE, NHF được tính theo cơng
thức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

Với

Ti :

là mômen 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 :

tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- 17


c :

số lần ăn khớp trong 1 vịng quay

Tính bánh răng bị động:
=60.c.

=60.1.

. .

.

.16800.

=48,8.
NHE2> NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;
Lấy NHE2 = NHo2

=60.c.

=60.1.

. .

.

.16800.

=34,5.

NFE2> NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự:
KFL1 =1
Tính bánh răng chủ động:
NHE1> NHE2 > NHo1
NFE1> NFE2 > NFo1
Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo cơng thức:
6-1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]

Trong đó:
ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1)

- 18


KxH

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

YR

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

KxF

:Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.

KFC

:Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ
SH ; S F

: Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim

:Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1
Vậy ta có :

Thay số:

Theo cơng thức 6-15a/96[TL1]

Trong đó
aw : khoảng cách trục

- 19

và

YR.Ys.KxF = 1


K : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:
Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được
T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1=22780
: Ứng suất tiếp xúc cho phép
U : Tỉ số truyền u = 3,49
bw là chiều rộng vành răng
=>

Chọn

: Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc
Tra bảng 6-7/98[TL1] =>

aw =101,3

Lấy trịn aw = 102 mm
Theo cơng thức 6-17[TL1] ta có mô đun bánh răng m=(0,01 0,02).aw = 1,022,04
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 1,6
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=0o .
Theo 6-31/103[TL1]
Số bánh răng nhỏ:
Lấy tròn z1=28
Số bánh răng lớn:
Lấy tròn z2=97

- 20


Tỉ số truyền thực tế sẽ là:

Tính tốn dịch chỉnh:
Theo 6-21/99[TL1]
mm
Vậy cần dịch chỉnh khoảng cách trục từ 102mm xuong:
aw1 = 95,2 mm làm trịn aw1 =95mm
Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo 6-22/100[TL1]

Theo 6-23/100[TL1]

Theo bảng 6.10a/101[TL1] ta có kx = 0,35
Do đó:
Theo 6.24/100[TL1] hệ số tăng đỉnh răng:

Theo 6-25/100[TL1] tổng hệ số dịch chỉnh xt
xt= y+ y = 0,83 + 0,043= 0,873

Theo 6-26/101[TL1] hệ số dịch chỉnh bánh 1:

Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là:
x2= xt-x1 =0,873 - 0,414 =0,459

- 21


Góc ăn khớp tw tính theo cơng thức 6-27/101[TL1]
T

o

heo 6-33/105[TL1]

Trong đó:
ZM :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số ZM tra trong
bảng 6-5/96[TL1].
ZH :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
βb = 17 o
tw: Góc ăn khớp tw=10o
=>

=

=2,41

:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng.
=> Tính theo cơng thức6-36/105[TL1] mà:

=

=

=

KH:

=0

.

=

.

=1,73

Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-

39/106[TL1]

- 22


Trong đó:
:Hệ số kể đến sự phân bố khơng đều của tải trọng trên bề rộng vành răng.
Tra bảng 6-7/98[TL1] =>

=1,05

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp. Bánh răng thẳng =>

=1,09

:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số
theo công thức :
với
Vận tốc vịng :
Theo 6-40/106[TL1] v =

=

=6,5(m/s)

với

Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 8
Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]
= 0,006.56.6,5.

=11,4(m/s)

=1+
Vậy

= 1,265

=1,05.1,09.1,3=1,45

Thay số:
=

=274.2,41.0,87. =775,5(MPa)

- 23

tính


Theo 6-1/91[TL1] và 6-1a/93[TL1]

Trong đó :
ZR

:Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc cấp chính xác 8

=> R
ZV

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, độ rắn mặt răng nhỏ hơn

350MPa nên

ZV = 0,85.6,20,1 = 1,02

KxH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.Đường kính vịng đỉnh
răng

da<700mm => KxH = 1

’=

.

=

.

=775,5.1.1,02.1=500,8
Ta có
Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện
2.2.5. Kiểm nghiệm độ bền uốn
Theo cơng thức 6-43/108[TL1] ta có

Trong đó: T1 : Mômen xoắn trên trục chủ động

T1= 66353 (Nmm)

m : Môđun pháp

m=1,6 (mm)

b  : Chiều rộng vành răng

bw=28,5(mm)

d

 : Đường kính vịng lăn bánh chủ động

= 42,6(mm)

 : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với

=1,72 là hệ số trùng khớp ngang

- 24


Y  : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Theo 6.18/109[TL1] ta có :
=

111

YF1,YF2 :Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
Với hệ số dịch chỉnh x1=0,414;

x2=0,873

Tra bảng 6-18 được
K  : Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
Trong đó:
KFβ = 1,12(Tra bảng 6-7/98[TL1] với
Theo bảng 6.14/107[TL1] chọn
KFV = 1 +

=0,016.56.6,2

=>KFV=1+

= 1,27

với

Trong đó:
=>

KF

=0,7)

; v=6,5 m/s; g0=56
= 30,84(m/s)

=1,577

KF=1,12.1,27.1,577= 2,243
Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất
Ys = 1,08- 0,0695 .ln (m) Với m =1,6 mm
Thay số Ys=1,08-0,0695.ln 1,5 = 1,047
YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn YR= 1
( bánh răng phay )

- 25