Đồ án tính toán thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC NGUYỄN TẤT THÀNH
KHOA CƠ KHÍ, ĐIỆN, ĐIỆN TỬ - Ơ TƠ
BỘ MƠN CƠ SỞ
**********

ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CHI TIẾT MÁY
TÍNH TỐN THẾ KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Thành phố Hồ Chí Minh, ngày 29 tháng 1 năm 2021



LỜI MỞ ĐẦU

Đồ án môn học Thiết kế 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, cịn có những
mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng nhưng 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 cần thiết để bổ sung vào những thiếu sót đó và sau này ra
trường có thể ứng dụng trong công việc sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ mơn và đặc biệt là
thầy NGUYỄN HỘ đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành bài đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn !
TP HCM., ngày 29 tháng1. năm 2021

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………


Mục lục
Chương I: Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động
1.1) Chọn động cơ………………………………..…….……….1
1.2) Tính tốn hệ động học học cơ khí………………………4
1.3 Xác định cơng suất, momen và số vịng quay trên các
trục…………………………………………………………..………..6
Chương II: Thiết kế các bộ truyền.
A). Bộ truyền trong hộp ………………………………………..….7
2.1) Chọn vật liệu……………………………………………..…..7
2.2) Xác định các loại ứng suất cho phép…………………..…7
2.3) Tính tốn cho cấp nhanh(bộ truyền banh răng trụ thẳng)
……………………………………………………………….10
2.4) Kiểm nghiệm răng về quá tải…………………………..….18
Chương III. Bộ truyền xích và thiết kế trục
A. Bộ truyền xích ……………………………………………….…28
3.1) Chọn loại xích……………………………………………..…28
3.2) Xác định các thơng số của xích và bộ truyền xích….…28
3.3)Xác định các thơng số của đĩa xích và lực tác dụng lên
trục…………………………………………………………………...31
B). Thiết kế trục …………………………………………………...33
1) Sơ đồ phân tích lực của hệ dẫn động. ……………………..33
2) Giá trị của các lực ăn khớp…………………………….…….34
3) Tính sơ bộ trục………………………………………………...35
4) Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực. ………36
5) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. ……... 38
6) Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi………………………50

7) Tính kiểm nghiệm độ bền của then………………………….54
C) Tính tốn và chọn ổ lăn ……………………………………..…57


1) Chọn ổ lăn cho trục I………………………………………..…57
2) Chọn ổ lăn cho trục II……………………………….….….….60
3) Chọn ổ lăn cho trục III………………………………….…63
Chương IV. Tính tốn các yếu tố của vỏ hộp và các chi tiết khác.
1) Tính tốn các yếu tố của vỏ hộp……………………….…64
2) Kết cấu bánh răng ……………………………………….…64
3) Bôi trơn hộp giảm tốc………………………………………66.


Tài liệu tham khảo và tra cứu.
Đồ án được thiết kế dựa trên các tài liệu sau đây :
+ Chi tiết máy T1 , T2 - Nguyễn Trọng Hiệp (1999)
+ Hưỡng dẫn hồn thành đồ án mơn học Chi tiết máy (1979)
+ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí T1,T2 - Trịnh
Chất ,Lê Văn Uyển (2000)
Các số liệu được tra trong qúa trình thiết kế và tính tốn dựa trên các bảng trong
cuốn  Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí T1,T2 - Trịnh Chất ,Lê Văn Uyển
(2000) ”
Đồ án môn học chi tiết máy
Đề số 2 : Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải
Phương án số:12
Sơ đồ hệ thống dẫn động:

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 = 6000(N)
2. Vận tốc băng tải, v (m/s): v = 1,25 (m/s)
3. Đường kính tang dẫn, D: D = 315(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=15 ; T2=0,7T ; t2=36
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

1


CHƯƠNG I : TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG
1.1).Chọn động cơ.
1.1.a-Tính cơng suất cần thiết .
Chọn động cơ điện là cơng 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. Công suất cần thiết của
động cơ được xác định theo cơng thức (2.8):
Pct =

Pt
( 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)
Ptd =P1 .

Pt = Ptd với

√

2

∑
i=1

2

Pi
t
. 2 i (kW )
P1
∑ ti

( )

i=1

Trong đó:
Ptd (kW) là công 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 cơng suất tác dụng
lâu dài trên trục máy cơng tác, nên ta có:
6000. 1 ,25
P1=
=7,5 ( kW )
1000
=>
Ta lại có:
1

P2 T 2
= =0,7
P1 T 1

t1 = 15(s)
t2 = 36(s)
tck = t1+t2 = 15+36 = 51(s)

;

và

Vậy ta có cơng suất tương đương là:
Ptd =

√

P 2 . t1 + P 2 . t2
1

2

t1 + t2

> Pt = Ptd=6(kW)

=

√

( 7 .5 )2 .15+ ( 0,7 . 7 . 5 )2 .36
=6( kW )
15+36

Type equation here .

Mà hiệu suất truyền động () được tính dựa trên hiệu suất các bộ
truyền trong hệ thống dẫn động theo cơng thức (2.9):

=k.ol.br1. br2.x
Trong đó trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ được tra trong
bảng 2-3 (Tr.19 )
k 1 là hiệu suất bộ truyền khớp nối trục từ trục động cơ sang trục
I.
ol=(0,99)4 là hiệu suất các cặp ổ lăn được làm việc trong điều kiện
che kín đủ dầu bơi trơn. ở đây, sử dụng 4 cặpổ lăn trên các trục, mỗi
cặp ổ có hiệu suất riêng là ( *ol=0,99)
br1=0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng làm việc
trong điều kiện che kín đủ dầu bơi trơn (cấp nhanh)
 br2=0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ rang nghiêng làm
việc trong điều kiện che kín đủ dầu bơi trơn (cấp chậm)
x= 0,93 là hiệu suất bộ truyền xích làm việc trong điều kiện hở
Vậy ta có: => =k.ol.br1. br2.x= 1. 0.994. 0,97. 0,97. 0,9 3 =
Pt
6
Pct = =
=7,1 ( kW )
η 0 , 84
0,84
1

1.1.b)-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 = 2 (lần).
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = 15 (lần).
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: usb = uh.un = 2.15=30
(lần).
*) Số vòng quay trên trục băng tải tính theo cơng thức (2.16):
nlv =

60 . v v
π .D p

( )

Trong đó:
v = 1,25(m/s) vận tốc băng tải.
D = 315(mm)=0,315m đường kính tang quay của băng tải.

60.v
π.0,315 ¿
v
nlv = =60.1,25¿
=75,78 ¿
π.D
¿
p

()

=>
;
Vậy số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là:
=> nct = nlv.usb = 75,78.30 =2273,4(v/p) ;
nct
=2273,4(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≤

Tk
T dn

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 chọn được động
cơ điện K do nhà máy Động cơViệt-Hưng chế tạo với kiểu động cơ
K160S2 có các thơng số sau:
Công suất Vận tốc Cos
(kW)
(v/p)
7,5

2935
0,93

IK/Idn
7,3

TK/Tdn Đ/k trục động Khối lượng
cơ (mm)
(kg)
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 thông số của động cơ
điện chọn được
1


*)-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 truyền và số vòng quay đầu ra của bộ truyền
ut =

ndc
nlv

(lần)
Với: ndc = 2935(v/p) là số vòng quay của động cơ điện chọn được.
nlv =75,78(v/p) là số vòng quay trên trục băng tải.

ut =

ndc 2935
=
=38 , 73
nlv 75 ,78
(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 = 38,73 (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:
uh =

ut

=

ut

u n uk . u x

=

38 , 73
=15 , 492

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 =
15,492(lần)
=> u2 = (3,45  3,6) chọn u2 = 3,5(lần)
=> u1 = (1,2  1,3)u2 = (4,2  4,55) chọn u1 = 4,5(lần)
Vậy ta có tỉ số truyền thực của hộp giảm tốc là:
uh = u1.u2 = 4,5 . 3,5 = 15,75 (lần)
Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là :

1


u x=

ut

38 ,73
=
=2 , 45
uh . uk 15 ,75

(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.a).Trên trục động cơ:
Số vịng quay: nđc = 2935(v/p)
Cơng suất trên trục động cơ là công suất cần thiết:
Pct =7,5(kW)
Momen xoắn:

P ct
2935 ¿
T dc=9,55.106 . =7,5¿
.9,55.106=24403,7(Nmm)¿
ndc
¿

1.3.b).Trên trục 1:

n1 =

Số vịng quay:
Cơng suất trên trục:

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

P1 = Pct . k.ol =7,5.1.0,99 = 7,425(kW)

Momen xoắn trên trục:
1.3.c).Trên trục 2:
n2 =

Số vịng quay:
Cơng suất trên trục:
7,13(kW)

T 1 =9 , 55 .10 6 .

P1 7 , 425
=
. 9 , 55 .10 6=24159, 7( Nmm )
n1 2935

n1 2935
=
=625 , 2( v / p)
u1 4,5

P2 = P1 . br1.ol = 7,425.0,97.0,99 =

1


Momen xoắn trên trục:
T 2=9 ,55 .10 6 .

P2

7 , 13
=
. 9 ,55 . 106 =104402, 8( Nmm )
n2 652, 2

1.3.d).Trên trục 3:
n3 =

n2 625 , 2
=
=178 ,6 (v / p)
u2
3,5

Số vịng quay:
Cơng suất trên trục:
=6,84(kW)

P3 = P2 .br2.ol = 7,13.0,97.0,99
T 3 =9 ,55 . 106 .

Momen xoắn trên trục:
1.3.e).Trên trục cơng tác:
Số vịng quay
nlv =

P3
n3

=

6 , 84
. 9 , 55 .10 6=365744 ,7 ( Nmm)
178 ,6

n3 178 , 6
=
=72 , 9(v / p )
u x 2 , 45

Công suất trên trục:

Plv = P3 . x.ol =6,84.0,93.0,99 =6,3(kW)
T lv =9 , 55 .10 6 .

Momen xoắn trên trục:

Plv

6,3
=
. 9 ,55 . 106 =825308( Nmm)
n lv 72 , 9

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
24403,7

1

2
4,5

7,425
2935
24159,7

1

3

Công tác

3,5
2,45
7,13
6,84
6,3

625,2
178,6
72,9
104402,8
365744,7 825308


Chương 2 . Thiết kế các bộ truyền.
A.Bộ truyền trong hộp.
2.1–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=6000(N) ta chọn
vật liệu thong thường (nhóm I) có độ rắn HB  350. Bánh răng được thường hố hoặc tơi
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 C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285
Giới hạn bền: b = 850(MPa)
Giới hạn chảy: ch = 580(MPa)
2.2–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.
2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép  H .
1


[ σ H ]=

σ oH lim

( )
SH

. Z R . Z v . K xH . K HL

ứng suất tiếp xúc cho phép  H  được xác định theo cơng thức (6.1): Trong
đó:
-

ZR
Zv
KxH
oHlim
SH
KHL

– 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.
– ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
– Hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc

– 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 cơng thức (6.3):
K HL=

Trong đó:

√

mH

N HO
N HE

-

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
- HHB – Độ rắn Brinen
- NHE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
ứng với trường
hợp tải trọng thay đổi theo chu kì
3
T
NHE được tính theo cơng
thức (6.7) :

i
N HE=60. c . ∑

( )
T max

.ni . t i

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:
oHlim=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
1


Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=265 ,độ rắn bánh lớn HB2=255
ứng suất tiếp xúc cho phép.
oHlim1=2.HB1+70=2.265+70=600(MPa)
oHlim2=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 :

Ta có: t h = 2.8.300.7=33600h ( là thời gian làm việc của động cơ trong 7 năm)

n2 là vận tốc quay trục 2
N HE2 =60 . c.n2 . t h . ∑

Ti 3 t i
.
T max ∑ t i

( )
[

N HE2 =60 .1 .625 ,2. 33600 13 .

=

15
36
+0,73 . =6, 75.108
51
51

]

=>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
khơng 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 ta có:
Cấp chậm sử dụng
ứng suất tiếp xúc cho phép
σ oH lim cặp bánh răng trụ răng
σ oH limthẳng do
σ oHđó
lim
σ
=
.
Z
.
Z
.
K
.
K
=
.
1.
1=
[ H] S
R
v
xH

HL
là:
SH
SH
H

( )

[ σ H ]1 =

o
σ H lim 1

SH

=

( )

600
=545 , 45 (MPa )
1,1

o

[ σ H ]2 =

σ H lim2 580
=
=527 , 27( MPa )

SH
1,1

Hn = H2 = 527,27(MPa)
Cấp nhanh sử dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng do đó ứng suất tiếp xúc cho
phép là:
Hc =(H1 +H2)/2= (545,45+527,27)/2=536,36(MPa)<1,25H2
ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép là: Hmax=2,8.ch=2,8.580=1624(MPa)
2.2.2 ứng suất uốn cho phép  F .
ứng suất uốn cho phép  F  được xác định theo công thức (6.2):
1


σ oF lim

( )

[σ F]=

SF

. Y R .Y s . K xF . K FC . K FL

Trong đó:
- YR – Hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng.
- Ys
– Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng
suất .
- KxF – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng tới độ bền
uốn.

- KFC – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bộ truyền quay một chiều
KFC=1
- oFlim – ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
- SF
– Hệ số an tồn khi tính về uốn
- KFL – 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
Hệ số KHL được xác định theo công thức (6.4):
K FL=

Trong đó:
-

√

mF

N FO
N FE

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
- NFE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
ứng với trường hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE được tính theo cơng thức
N FE =60 . c. ∑

Ti

T max

mF

( )

.ni . ti

(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 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:
oFlim=1,8HB ; SF=1,75
ứng suất uốn cho phép.
oFlim1=1,8.HB1=1,8.265=477(MPa)
oFlim2=1,8.HB2=1,8.255=459(MPa)
Do cơ tính vật liệu bánh dẫn tốt hơn vật liệu bánh bị dẫn => NFE1 > NFE2
1


Vậy ta chỉ cần xác định NFE2 :

Ta có: t h = 2.8.300.7=33600h ( là thời gian làm việc của động cơ trong 7 năm)

T i mF t i
N FE 2 =60 .c . n2 .t h . ∑
.
T max
∑ ti

( )
[

6

N FE 2 =60 .1 .625 , 2 .33600 . 1 .

15
6 36
8 =
+0,7 . = 4 , 75 .10
=4.106 => NFE1>NFO1
51
51

]

=> NFE2>NFO2
=4.106
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 ta
có:
σ oF lim
σ oH lim
σ oF lim
σ
=
.
Y
.Y
.
K
.
K
K
=
.
1
.1
.1=
F ] quá tải cho
R
s
xF là:FCFFL
ứng suất[ uốn
phép
max=0,8.
SF
S H ch=0,8.580=464(MPa)

SF

( )

[ σ F ]1 =

o
σ F lim 1

SF

=

( )

477
=272 , 57( MPa )
1 ,75

o

σ
459
[ σ F ]2= FSlim 2 = 1 ,75 =262, 28( MPa )
F

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):

√

a w =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).
H – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh (MPa).
u – Tỉ số truyền.
KH – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc.
ba – Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục
aw.
ba=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

1


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 H1 và H2 350HB chọn
ba1= 0,25.
Với u = u1= 4,5 => bd1 = 0.53ba1.(u1+1) = 0,53.0,25.(4,5+1) = 0,728
Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với bd1 = 0,728 và sơ đồ 5 chọn
KH=1,05.
T = T1 = 24159,7(Nmm)
H = Hn = 536,36(MPa)
Thay các giá trị trên vào cơng thức (1) ta có:

√

a w1 =K a .(u 1 +1). 3

T 1 . K Hβ
2
σ H n . u1 .ψ ba 1

[ ]

√

=43 .(4,5+1 ). 3

24159 ,7 . 1 ,05
=101 ,2(mm )
2
536 ,36 . 4,5 .0 , 25

Lấy aw1=125 (mm).( chọn theo tiêu chuẩn tr99_TTTKHDDCK.T1)
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= 2
b) Xác định số răng và tỉ số truyền thực.
Chọn sơ bộ =150 ,do đó cos=0,966 ,theo (6.31)
Vậy số răng bánh nhỏ z1:
z 1=

2 aw cos β

m .( u 1 +1)

Chọn z1=22(răng)
Vậy số răng bánh lớn là:
Lâý z2=131
Tổng số răng zt :

=

2. 125 .0 ,966
=21 ,95
2.( 4,5+1)
(răng)

z2 = u1.z1 =22.4,5=99(răng)

z t =z 1 +z 2=22+99=121 (răng)
m. z t

2 aw

=

2. 121
=0 , 968
2. 125

Tính lại góc : cos=
=> Suy ra =14,50=14032’
Suy ra tỉ số truyền thực là: um1 = z2/z1 = 99/22= 4,5(lần)
Sai số tỉ số truyền là:
∆u = um1- u1 = 4,5-4,5 =0
=>
∆u = ∆u.100%/ u1 = 0.100%/4,5 = 0%
Với ∆u = 0%<4% bộ truyền được đảm bảo.
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 .

Trong đó:

√

2T 1 . K H .(um 1 +1)
bw 1 .u m 1 .d 2w1

1

≤[ σ H ]

(2)