Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
---- ----

MƠN:

Đề Tài:

CHI TIẾT MÁY - ĐỒ ÁN

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG
XÍCH TẢI

Giáo viên hướng dẫn:
Sinh viên thực hiện:

MSSV

MỤC LỤC
2


Mục lục .............................................................................................................3
Lời nói đầu ........................................................................................................4
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN...................5
I.1 Chọn động cơ................................................................................................5
I.2 Phân phối tỷ số truyền..................................................................................6
PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY......................................8
II.1 Thiết kế bộ truyền đai thang........................................................................8
II.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng....................................................................12
II.3 Thiết kế trục...............................................................................................25
II.4 Tính tốn chọn ổ........................................................................................39

II.5 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ..........................................................................45
II.6 Các chi tiết phụ ........................................................................................47
II.7 Bảng dung sai lắp ghép ............................................................................51
Tài liệu tham khảo ..........................................................................................54

3


LỜI NÓI ĐẦU:
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí.
Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì
vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng
trong cơng cuộc hiện đại hố đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết
vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên,
kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó
đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống
truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm
tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên
lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí..., và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về
việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc
thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm
vào đó, trong q trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng
vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy, các thầy cô và các bạn khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất
nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức cịn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều khơng thể tránh khỏi, em rất
mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn
Sinh viên thực hiện:

4


PHẦN I:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Công suất tương đương:

Pt đ =P ∗

√

∑

¿> P ct=

( )

2

Ti
∗ ti
T max

∑ ti

=5.5 ∗

√

12 ∗ 19+0.72 ∗20+ 0.82 ∗ 17
≈ 4,62 kW
19+20+ 17

Pt đ
Pt đ
4,62
=
=
≈ 5,32 kW
2
3
η ηd ∗ ηbr ∗η ol 0.95 ∗ 0.972 ∗ 0.993

+ Số vòng quay của động cơ sơ bộ:
sb

sb

sb

sb

n đ c =nct ∗ ucℎ =nct ∗ ud ∗u ¿

Chọn

{

sb

ud =2
(theo bảng 3.2 tài liệu [3] )
usb
¿ =12
n sb
đ c =90∗ 2 ∗12=2160 vg/ pℎ

{

Pđ c =5.5 kW > Pct

Chọn động cơ n =2880 vg / pℎ (tra bảng P1.1 tài liệu [1] )
đc

5


I.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
ucℎ =

nđ c 2880
=
≈ 32
nct
90

¿> cℎọ n ud =3

u¿ =

√
3

u1 = u2

ucℎ 32
= ≈ 10,66
ux 3

2 ψ ba 1
− ( 0.01 ÷ 0.02 ) u
ψ ba 2

{

u1=5.73
u2=2.21

Công suất các trục:
P 3=

Pt đ 5.5
=
≈ 5,78
ηd 0.95

P 2=

P3
5,78
=
≈ 6,01
ηbr ∗ ηol 0.97 ∗ 0.99

P 1=

P2
6,01
=
≈ 6,26
ηbr ∗ ηol 0.97 ∗ 0.99

Số vòng quay của các trục :
n1 =

n dc 2880
=
=960 (vg/ph)
ud
3

n2 =

n 1 960
=
=167,53 vg / pℎ
u1 5.73

n3 =

n 2 167,53
=
=75,8 vg / pℎ
u2
2.21

6


Momen xoắn trên các trục: P=

T ∗n
P ∗ 9.55∗ 10
=¿ T =
6
n
9.55 ∗ 10

6

{

T 1=21951,73
¿> T 2=19928,99
T 3=19166,31

*Bảng đặc tính kỹ thuật:

Công suất(kW)
Tỉ số truyền

Trục động cơ

I

II

III

5,32

6,62

6,01

5,78

3

5.73

2.21

N(vg/ph)

2880

960

167,53

75,8

T(Nmm)

17640,97

21951,73

9928,99

19166,31

7


PHẦN II:
TÍNH TỐN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
II.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Cơng suất truyền: P=4.12 kW
Số vịng quay trục dẫn: n=1445 vg/ph
Tỉ số truyền: u=3
Chọn số hiệu đai thang:
1. Chọn đai
Theo (hình 4.22 - trang 152-tài liệu [3] ) chọn số hiệu đai là A.
bp,mm

bo,mm

h,mm

y2,mm

A,mm2

Chiều dài

T1,Nm

d1,mm

11-70

100-200

đai,mm
11

13

8

2.8

81

2. Chọn d1=140 mm theo tiêu chuẩn
v1 =

3. Ta có: ε =0.01 −0.02

560-4000

π d1 n
m
=10.6
60000
s

d 2=u ∗ d 1 ∗ ( 1− ε ) =3∗ 140 ∗ ( 1 −0.01 ) =415.8 mm

Chọn d2=400 mm theo tiêu chuẩn
Tính lại tỉ số truyền u:
u=

d2
=2.88
d1 ∗ ( 1 − ε )

Sai lệch 3.8% nên chấp nhận được.
4. Khoảng cách trục nhỏ nhất
Xác định theo công thức:
8


2(d1+d2) ≥ a ≥ 0.55(d1+d2) + h
2(140+400) ≥ a ≥ 0.55(140+400) + 8
1080 ≥ a ≥ 305

Chọn sơ bộ: a=d2=400mm
5. Chiều dài tính tốn của đai:
π ( d 1+ d 2 ) ( d 2 −d 1 )2
L=2 a+
+
=1684.2 mm
2
4a

Theo bảng 4.3 ( tài liệu [3] ) chọn L=1600mm=1.6m theo tiêu chuẩn.
6. Số vòng chạy của đai trong một giây:
i=

v 1 10.6
=
=6.625< [ i ] =10
L 1.6

7. Tính tốn lại khoảng cách trục a:
k + √ k −8 ∆
a=
4
2

Trong đó : k =L− π

( d 1 +d 2 )
2

=1600 − π

∆=

a=

2

140+ 400
=752.2 mm
2

d 2 − d 1 400− 140
=
=130
2
2

752.2+ √752.2 − 8 ∗130
=352 mm
4
2

2

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.
8. Góc ơm đai bánh đai nhỏ:
o

α 1=180 −57

d2 − d1

400 −140
o
o
=180 −57
=138 =2.4 rad
a
352

Các hệ số sử dụng:
 Hệ số ảnh hưởng đến góc ơm đai:
C α =1.24 ( 1 −e

− α1 /110

) =0.89
9


 Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc:
C v =1 −0.05 ( 0.01 v 2 −1 ) =1− 0.05 ( 0.01∗ 10.62 − 1 )=1






Hệ số ảnh hưởng đến tỉ số truyền u: Cu=1.14 vì u=3>2.5
Hệ số ảnh hưởng đến số dây đai Cz ta chọn sơ bộ bằng 0.95 (chọn z=2-3)
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr=0.7
Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai:

C L=

√ √
6

L 6 1600
=
=0.99
Lo
1700

Theo đồ thị hình 4.21c (t ài liệu [3] ) ta chọn [Po] =2.3 khi d = 140mm đai loại A.
Số dây đai được xác định theo công thức:
z≥

P
4.12
=
=2.68
[ P o ] C α C u C L C z C r C v 2.3 ∗ 0.89∗ 1.14 ∗ 0.99∗ 0.95 ∗0.7 ∗ 1

Ta chọn z=3 đai (thỏa điều kiện chọn ban đầu).
9. Định các kích thước chủ yếu của đai:
Chiều rộng bánh đai: B=(z-1)t+2S
Đường kính ngồi:

{

d n 1=d 1 +2 ℎ0
d n 2=d 2 +2 ℎ0

Trong đó: z=3 ; t=15 ; S=10 ; h0=3.3
Suy ra: B=50mm ; dn1=146.6mm ; dn2=406.6mm
10. Lực căng đai ban đầu:
Fo=Aσo=zA1σo=3*81*1.5=364.5 N
 Lực căng mỗi dây đai:
Fo
=182.25 N
2

 Lực vịng có ích:
F t=

1000 P 1000 ∗ 4.12
=
=388.68 N
v1
10.6

Lực vòng trên mỗi đai 194.34 N
10


Từ công thức:
F o=

Suy ra :

fα

Ft e fα +1
2 e fα −1

fα

2 Fo e =F t e + F t

e fα ( 2 F o − F t )=2 F o+ F t

;

ef α=

2 Fo+ Ft
2 Fo− Ft

Từ đây suy ra:
1 2 F o + Ft
'
f = ln
=0.5
α 2 Fo − F t

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền khơng bị trượt trơn (giả sử góc biên dạng bánh đai
γ=38o):
γ
'
o
f min =f sin( ¿ )=0.5∗ sin ( 19 ) =0.163 ¿
2

11. Lực tác dụng lên trục:
F r ≈2 F o sin

( )

( )

α1
138
=2∗ 364.5 ∗sin
=680.6 N
2
2

11


II.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Đây là bộ truyền bơi trơn tốt (bộ truyền kín) ta tính tốn theo độ bền mỏi tiếp xúc để
tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn.

I.

Bộ truyền cấp nhanh

Moment xoắn trên trục là 21951,73Nmm. Vì hộp giảm tốc có cấp nhanh phân
đơi nên T1=21951,73/2=40447 Nmm.
u = 5.73

n = 481.67 (v/p)
1. Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn:
Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện. Theo bảng 6.13, tài liệu [3], ta có:
Đối với bánh dẫn:
HB1 = 250
σOHlim1 = 2HB1 + 70 = 2*250 + 70 = 570 Mpa
sH1 = 1.1
σOFlim1 = 1.8HB1 =1.8*250 = 450 Mpa
sF1 = 1.75
Đối với bánh bị dẫn:
HB2 = 228
σOHlim2 = 2HB2 + 70 = 2*228 + 70 = 526 Mpa
sH2 = 1.1
σOFlim2 = 1.8HB2 =1.8*228 = 410.4 Mpa
sF2 = 1.75
a. Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] và ứng suất uốn cho
phép [σF ]:
b. Số chu kì làm việc cơ sở:
2.4
NHO1 = 30 HB 2.4
= 1.71*107 chu kì
1 = 30* 250
2.4
NHO2 = 30 HB 2.4
= 1.37*107 chu kì
2 = 30* 228
NFO1 = NFO2 = 5*106 chu kì
c. Số chu kì làm việc tương đương:
Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay: c=1
Tuổi thọ: Lh = 6*250*8*2 = 24000 giờ

mH = 6
NHE1 = 60c∑ ¿¿ niti =
12


= 60*1*481.67*[ ( 1 )3 ∗0.15+ ( 0.3 )3 ∗ 0.36+ ( 0.3 )3 ∗ 0.49 ] * 24000
= 12*107 chu kì

NHE2 =

N HE 1 12∗ 107
=
2.1*107 chu kì
u
5.73

NFE1 = 60c∑ ¿¿ niti =
= 60*1*481.67*[ ( 1 )6 ∗0.15+ ( 0.3 )6 ∗ 0.36+ ( 0.3 )6 ∗ 0.49 ] * 24000
= 10.45*107 chu kì

NFE2 =

N FE 1 10.45∗ 107
=
= 4.73*107 chu kì
u
2.21

d. Hệ số tuổi thọ:
Do NHE1 > NHO1 ,NHE2 > NHO2 ,NFE1 > NFO1 ,NFE2 > NFO2

nên chọn KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

e. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
[σH1] = σOHlim1

0.9∗ K HL1
0.9∗ 1
= 570*
= 466.36 Mpa
1.1
sH 1

[σH2] = σOhlim2

0.9∗ K HL2
0.9∗ 1
= 526*
= 430.36 MPa
1.1
sH 2

[σF1] =

σ OFlim 1 K FC
450 ∗1
KFL1 =
*1 = 257.14 Mpa
1.75
s F1

[σF2] =

σ OFlim 2 K FC
410.4 ∗ 1
KFL2 =
*1 = 234.51 Mpa
1.75
s F2

13


2. Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]:

[ σ H ]=0.5 ∗ √ [ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] =317.3 MPa
2

2

Vì khơng thỏa mãn điều kiện:

[ σ H ]min =430.36 ≤ [ σ H ] ≤ 1.25 [ σ H ]min

Do đó ta chọn [ σ H ]=[ σ H ]min =430.36 Pma
3. Chọn ứng suất uốn cho phép:
[σF] = [σF2] = 234.51 Mpa
4. Chọn hệ số tải trọng tính:
Theo bảng 6.15, tài liệu [3] do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên
chọn
ψbα = 0.25÷0.4, chọn ψba = 0.4 theo tiêu chuẩn.

Ta có:
ψbd =

ψ bα (u+1) 0.4 ∗(5.73+1)
=
= 1.346
2
2

Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4, tài liệu [3], (ứng với ψbd = 1.346 và HB
<350) ta có:
KHβ = 1.115
KFβ = 1.225
5. Tính khoảng cách trục:

√

aw = 43(u+1) 3

T 1 K Hβ
2

ψ ba [ σ H ] u

√

=43*(5.73+1) 3

=

40447 ∗ 1.115
=137 mm
2
0.4 ∗ 430.36 ∗ 5.73

Theo tiêu chuẩn chọn aw = 160 mm
6. Chọn modul răng:
m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) *160= 1.6÷3.2
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3
7. Xác định số răng và góc nghiêng răng:
Từ điều kiện 80 ≤ β ≤ 200

14


0

2∗ 160 ∗cos 20
2∗ 250 ∗cos 8
Suy ra:
≤ z1 ≤
3 ∗(5.73+1)
3 ∗(5.73+1)

0

14.89≤ z1 ≤ 15.7
Chọn z1 =15 răng suy ra z2 =15*5.73 = 85.95 răng
Chọn z2=86 răng
Tính lại tỉ số truyền:

u=

z2 86
=
= 5.733
z1 15

sai số 0.06% nên chấp nhận được.
Góc nghiêng răng: β = arccos

m∗ z1 ∗(u+1)
= 18.84 o
2∗a

8. Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng:
Đường kính vịng chia
mn z 1
3 ∗15
=
=47.55 mm
cosβ cos 18.84
m z
3∗ 86
dω2 = n 2 =
= 272.6 mm
cosβ cos 18.84

dω1 =

Đường kính vịng đỉnh:

da1 = dω1 + 2mn = 53.55 mm
da2 = dω2 + 2mn =278.6 mm
Đường kính vịng đáy:
df1 = d1 – 2,5mn = 40.05 mm
df2 = d2 – 2,5mn =265.1 mm
Khoảng cách trục:
aω =

mn z 1 (1+u) 3∗ 15 ∗(1+5.73)
=
≈ 160 mm
2∗ cos 18.84
2 cosβ

Chiều rộng vành răng:
b2 = ψbα aω = 0.4*160 =64 mm
b1 = b2 + 5 = 69 mm
9. Tính vận tốc vịng v và chọn cấp chính xác bộ truyền:
v=

π d ω 1 n π ∗ 47.55 ∗ 481.67
=
= 1.2 m/s
60000
60000

Tra bảng 6.3, tài liệu [3], ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9, vgh = 6m/s
10. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:
15

2∗ T 1 ∗ cosβ 2∗ 40447 ∗ cos 18.84 o
Ft1 =
=
=1701.3 N
mn z1
3 ∗15

Fn1 =

Ft 1
1701.3
=
= 1913 N
cos ∝ cosβ cos 20 ∗cos 18.84

Fa1 = Ft1 tgβ == 580.5N
Fr1 =

F t 1 tg20
= 654.3 N
cosβ

Tra bảng 6.6, tài liệu [3], chọn
KHV = 1.02
KFV = 1.04
11. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
ZM = 275MPa1/2
εα = 1.2÷1.9
Chọn εα = 1.9 khi đó Z ε=0.73

T1 = 84958 Nmm
αtω = arctan
ZH =

√

20
( tgcosβ20 ) = arctan( costg18.84
) = 21

o

√

2 ∗ cos 18.84
2 cosβ
=
o = 1.68
sin 2 α tω
sin ⁡(2∗ 21 )

KH = KHβ * KHV*KHα= 1.115*1.02*1.13=1.3
u=5.73
dω1 = 47.55 mm
b = 64 mm
σH =
=

Z M ZH Zε
dω1

√

2 T 1 K H (u+1)
=
bu

275∗ 1.68 ∗0.73
47.55

√

2 ∗ 40447 ∗1.3 ∗(5.73+1)
=311.6 Mpa
64 ∗5.73

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σH] = σOHlim

K HL ∗ Z R ∗ ZV ∗ K l ∗ K xH
sH

 Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 0,95
16


 Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB ≤ 350
Zv = 0.85v0.1=0.87
 Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1
 Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

√

d
=1.02
4
10
1∗ 0.95 ∗ 0.87 ∗1 ∗1.02
=330 MPa
Suy ra [σH] = 430.36
1.1
K xH = 1.05 −

Ta có
σH = 311.6 MPa nhỏ hơn [σH]=330 Mpa
Vậy bộ truyền thỏa điều kiện bền tiếp xúc.
12. Xác định số răng tương đương:
z1

15
=17.7
cos β cos 18.84
z2
86
zv2 =
=
= 101.45
3
3
cos β cos 18.84

13.2
YF1 = 3.47+ z =4.2
v1
13.2
YF2 = 3.47+ z
=3.6
v2

zv1 =

3

=

3

13. Kiểm nghiệm độ bền uốn.

[ σ F ]=σ OFlim

K FL Y R Y x Y δ K FC
sF

Trong đó:
Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: KFC = 1 khi quay 1
chiều.
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR = 1 khi phay và mài răng.
Hệ số kích thước:
Yx = 1.05 – 0.005m = 1.05 – 0.005.3 = 1.035
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:

Yδ = 1.082 – 0.172lgm = 1.082 – 0.172lg3 = 1
Suy ra:

[ σ F 1 ] =¿266.1
[ σ F 2 ]=¿242.5
17


Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

[ σ F1]
YF1

[σ F2]
YF2

=

266.1
=63.36
4.2

=

242.5
=67.36
3.6

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn.
Giá trị ứng suất uốn tại chân răng:

σ F1=

Y F Ft K F Y ε Y β
b w mn

Trong đó:
Hệ số tải trọng tính: KF=KFβ*KFv*KFα=1.225*1.04*1.37=1.75
Y ε=
Y β=1 −

1
1
=
=0.625
ε α 1.6

εβ ∗β
1.22∗ 18.84
=1 −
=0.81
120
120

Ứng suất uốn tính tốn là:
σ F=

4.2∗ 1701.3 ∗1.75 ∗ 0.625∗ 0.81
=33 MPa
64 ∗ 3
σ F =33 MPa≤ [ σ F 1 ]=266.1 MPa

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.

II.

Bộ truyền cấp chậm:
Moment xoắn trên trục là 9928,99 Nmm.
T1=9928,99 Nmm.
u = 2.21
18


n = 84.06 (v/p)
1. Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn:
Giống như bộ truyền cấp nhanh.
Số chu kì làm việc tương đương:
Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay: c=1
Tuổi thọ: Lh = 6*250*8*2 = 24000 giờ
mH = 6
NHE1 = 60c∑ ¿¿ niti =
= 60*1*84.06*[ ( 1 )3 ∗0.15+ ( 0.3 )3 ∗ 0.36+ ( 0.3 )3 ∗ 0.49 ] * 24000
= 21*106 chu kì

NHE2 =

N HE 1 21∗ 106
=
=9.5*106 chu kì
u
2.21

NFE1 = 60c∑ ¿¿ niti =
= 60*1*84.06*[ ( 1 )6 ∗0.15+ ( 0.3 )6 ∗ 0.36+ ( 0.3 )6 ∗ 0.49 ] * 24000
= 18.23*106 chu kì

NFE2 =

N FE 1 18.23∗ 106
=
= 8.24*106 chu kì
u
2.21

Hệ số tuổi thọ:
Do NHE1 > NHO1 ,NHE2 > NHO2 ,NFE1 > NFO1 ,NFE2 > NFO2
nên chọn KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
[σH1] = σOHlim1

0.9∗ K HL1
0.9∗ 1
= 570*
= 466.36 Mpa
1.1
sH 1

19

[σH2] = σOhlim2

0.9∗ K HL2
0.9∗ 1
= 526*
= 430.36 MPa
1.1
sH 2

[σF1] =

σ OFlim 1 K FC
450 ∗1
KFL1 =
*1 = 257.14 Mpa
1.75
s F1

[σF2] =

σ OFlim 2 K FC
410.4 ∗ 1
KFL2 =
*1 = 234.51 Mpa
1.75
s F2

2. Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]:

[ σ H ]=[ σ H ]min =[ σ H 2 ]=430.36 MPa

3. Chọn hệ số tải trọng tính:
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên chọn
ψbα = 0.25÷0.4, chọn ψba = 0.4 theo tiêu chuẩn.
Ta có:
ψbd =

ψ bα (u+1) 0.4 ∗(2.21+1)
=
= 0.642
2
2

Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4(ứng với ψbd = 0.642 và HB <350) ta có:
KHβ = 1.04
KFβ = 1.07
4. Tính khoảng cách trục:

√

aw = 50*(u+1) 3

T 1 K Hβ
2

ψ ba [ σ H ] u

√

=50*(2.21+1) 3

=

9928,99 ∗1.04
=227mm
0.4 ∗ 430.362 ∗ 2.21

Theo tiêu chuẩn chọn aw =250 mm
5. Chọn modul răng:
m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) *250 = 2.5÷5
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=4
6. Xác định số răng và góc nghiêng răng:
Số răng bánh dẫn là:
20


z 3=

2 aw
2 ∗250
=
=38.9(r ă ng)
m∗(u+1) 4 (2.21+1)

Chọn z3 =39 răng suy ra z4 =39*2.21 = 86.19 răng
Chọn z4 = 86 răng
Tính lại tỉ số truyền:
u=

z 4 86

=
= 2.205
z 3 39

Δu=0.22%<4% (thỏa)
Khoảng cách trục:
mn z 3 (1+u) 4 ∗ 39 ∗(1+ 2.21)
=
≈ 250 mm
2
2

aω =

Vậy không cần dịch chỉnh.
7. Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng:
Đường kính vịng chia
dω3 = mn z 3 =4 ∗ 39= 156 mm
dω4 = mn z 4=4 ∗86 = 344mm
Đường kính vịng đỉnh:
da3 = dω3 + 2mn = 164 mm
da4 = dω4 + 2mn =352 mm
Đường kính vịng đáy:
df3 = d3 – 2,5mn = 146 mm
df4 = d4– 2,5mn = 334 mm
Chiều rộng vành răng:
b3 = ψbα aω = 0.4*250 = 100 mm
b4 = b3 + 5 = 100 + 5 = 105 mm
8. Tính vận tốc vịng v và chọn cấp chính xác bộ truyền:
v=

π d ω 3 n π ∗ 156 ∗84.06
=
= 0.7 m/s
60000
60000

Tra bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9, vgh = 3m/s
9. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:
Lực pháp tuyến Fn nằm trên mặt pháp trùng với mặt ngang và phân tích thành
hai thành phần lực vòng Ft và lực hướng tâm Fr:
- Lực vịng Ft có chiều ngược với chiều vận tốc dài bánh dẫn tại điểm tiếp
xúc
Ft1 =

2∗ T 1 2∗ 9928,99
=
= 5709.6 N
156
dw 3

21