Công thức tính động học chi tiết máy

TÍNH ĐỘNG HỌC
Dữ liệu cho trước :
- Lực kéo băng tải : F = 6700 (N)
- Vận tốc băng tải : v = 0,67 (m/s)
- Đường kính tang : D = 150 (mm)
1. Chọn động cơ điện
1.1 Công suất làm việc
Plv =

F × v 6700× 0,67
=
= 4,489 (kW)
1000
1000

1.2 Hiệu suất hệ dẫn động
η=ηbr . η2ôl . η đ ( x ) . ηkn

Tra bảng (2.3)[1](trang 19):
• Hiệu suất bộ truyền đai (xích) ηđ ( x ) = 0,95
• Hiệu suất bộ truyền bánh răng ηbr =¿0,97
• Hiệu suất một cặp ổ lăn η ơl= 0,99
• Hiệu suất khớp nối η kn = 1
Do vậy :
2
η=ηbr . ηôl . η đ ( x ) . ηkn = 0,97× 0,992 × 0,95 × 1 = 0,90
1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ
Pyc =

P lv 4,489
=

= 4,99 (kW)
0.90
η

1.4 Số vòng quay trên trục công tác
Hệ dẫn động băng tải :
nlv =

60000 ×v 60000× 0,67
=
= 85,31 (v/ph)
π ×D
π × 150

1.5 Chọn tỉ số truyền sơ bộ
Chọn sơ bộ :
• Tỷ số truyền của bộ truyền đai uđ = 2,5
• Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ ubr = 4,5
Tỷ số truyền sơ bộ :
u sb = uđ ×u br = 2,5 ×4,5 = 11,25
1.6 Số vịng quay sơ bộ trên trục động cơ
n sb=nlv × usb=¿ 85,31 × 11,25 = 959,74 (v/ph)


1.7 Chọn động cơ
n đc ≈ nsb = 959,74 (v/ph)
Pđc ≥ P yc = 4,99 (kW)

Thông số động cơ được chọn :
• Ký hiệu động cơ : 3K132Mb6

• Cơng suất động cơ : P = 5,5 (kW)
• Vận tốc quay : n = 980 (vịng/phút)
• Đường kính động cơ :
2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động :
nđc
980
=
= 11,49
nlv 85,31
Chọn tỷ số truyền của bộ truyền đai uđ =2,5
uch ¿

Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng :
ubr =

u ch 11,49
=
= 4,60
2,5
uđ

3. Tính các thơng số trên trục
3.1 Công suất
Công suất trên trục công tác :
Pct =Plv = 4,489 (kW)

Công suất trên trục 2 (trục ra của hộp giảm tốc) :
P 2=

Pct 4,489
=
= 4,489 (kW)
1
ηkn

Công suất trên trục 1(trục vào của hộp giảm tốc) :
P 1=

P2
4,489
=
= 4,67 (kW)
ηôl . ηbr 0,99.0,97

Công suất thực tế trên trục động cơ :
Pđc =

P1
4,67
=
= 4,97 (kW)
0,99.0,95
ηôl .η đ

3.2 Số vòng quay
Số vòng quay trên trục động cơ n đc=¿ 980 (vòng/phút)
Số vòng quay trên trục 1 :
n1 =

n đc 980
=
= 392 (vòng/phút)
2,5
uđ

Số vòng quay trên trục 2 :
n2 =

n1 392
=
= 85,22 (vòng/phút)
u br 4,6


Số vịng quay trên trục cơng tác :
n ct=n2=¿ 85,22 (vòng/phút)

3.3 Momen xoắn
Momen xoắn trên trục động cơ :
T đc =

9,55 × 106 × Pđc 9,55 ×106 × 4,97
=
= 48432,14 (Nmm)
nđc
980

Momen xoắn trên trục 1 :
T 1=

9,55× 106 × P1 9,55 ×106 × 4,67
=
= 113771,68 (Nmm)
n1
392

Momen xoắn trên trục 2 :
9,55× 106 × P2 9,55 ×106 × 4,489
=
= 503050,34 (Nmm)
T 2=
n2
85,22

Momen xoắn trên trục cơng tác :
9,55× 106 × Pct 9,55 ×106 × 4,489
=
= 503050,34 (Nmm)
T ct =
nct
85,22

3.4 Bảng thơng số

Tỷ số truyền
Cơng suất P (kW)
Số vịng quay n (v/ph)
Momen xoắn T (Nmm)

Động cơ
uđ = 2,5
4,97
980
48432,14

Trục 1

Trục 2
ubr = 4,6

4,67
392
113771,68

4,489
85,22
503050,34

Trục công tác
ukn =¿ 1
4,489
85,22
503050,34


TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Thơng số u cầu :
• P1 = Pđc = 4,97 (kW)
• n1 = n đc = 980 (v/ph)

• u = 2,5
• Hệ số tải trọng động
1. Chọn loại đai và tiết diện đai
Chọn loại đai thang : đai thường
Tra đồ thị 4.1[1](trang 59) với các thông số P = 4,97 (kW) và n1 = 980 (v/ph) ta chọn
được tiết diện đai :
2. Chọn đường kính hai bánh đai d 1và d 2
Tra bảng 4.13[1](trang 59) được giới hạn đường kính bánh đai nhỏ : 140 – 280 (mm)
Chọn d1 theo tiêu chuẩn cho trong bảng 4.21[1](trang 63) phần chú thich được d 1=¿ 250
(mm)
Kiểm tra về vận tốc đai
v=

π × d1 ×n 1 π × 250× 980
=
= 12.83 (m/s) ¿ v max= 25 (m/s)
60000
60000

v max= 25 (m/s) đối với đai thường
Xác định d 2 :
d 2=u × d 1 ×(1−ε )

Chọn hệ số trượt ϵ = 0.02, do vậy
d 2=u × d 1 ×(1−0,02) = 2,5 ×250 × (1 – 0,02 ) = 612,5 (mm)
Theo bảng 4.21[1] (trang 63) phần chú thích chọn d 2 = 630 (mm)

Tỷ số truyền thực tế
ut =

d2
630
=
= 2,57
d 1 ×(1−ε ) 250×(1−0,02)

Sai lệch tỷ số truyền
ut −u
2,57−2,5
×100 %=2,8 %< 4 % (thỏa mãn)
× 100 % =
2,5
u
3 Xác định khoảng cách trục a
a
Dựa vào ut =2,57 ,tra bảng 4.14[1](trang 60), chọn d =¿ 1,1
2

| |

∆ u=

 a sb = 693 (mm)
Chiều dài đai L

|

|

d 1+ d 2 (d 2 −d 1)2
L=2 a sb + π
+
2
4 a sb

Thay số được L = 2820,40 (mm)
Dựa vào bảng 4.13[1](trang 59), chọn L theo tiêu chuẩn, L = 2800 (mm)
Số vòng chạy của đai trong 1(s) là:
i=

v 12,83
=
= 4,58 (m/s) ¿ imax =10(m/s) (thỏa mãn)
L
2,8

Tính chính xác khoảng cách trục:
a=

λ+ √ λ2−8 ∆2
4

Trong đó:
d1 + d2
= 1417,70
2
d 1+ d 2
= 440
∆=

2

λ=L−π

Tính được a=524.18 ( mm )
Xác định góc ơm trên bánh đai nhỏ α 1 = 180°

−57 ° ( d 2−d 1 )
=¿ 138,68 °> ¿ 120° (thỏa mãn)
a

4 Tính số đai Z
Z=

P1 K d
[P0]Cα CL CuCZ

Trong đó :
- P1cơng suất trên trục bánh chủ động P1=¿ 4,97 (kW)
- [ P0 ] :công suất cho phép. Tra bảng 4.19[1](trang 62) hoặc bảng 4.20[1](trang 62) theo
tiết diện đai B, d 1=¿ 160 (mm), v=¿8,21 (m/s), được :
• P0=¿ 3,38 (kW)
• L0=¿ 2240 (mm)
- K d : hệ số tải trọng động. Tra bảng 4.7[1](trang 55), được K d =¿1,1
- C α : hệ số ảnh hưởng của góc ôm
Tra bảng 4.15[1](trang 61) với α =140 ° được C α =0,89
L

- C L: hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai. Tra bảng 4.16[1](trang 61) với L =1,24, được
0

C L =1,04
- C u: hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền. Tra bảng 4.17[1](trang 61) với ut =2,55 được
C u=¿ 1,135
- C z : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai. Tra bảng 4.18[1]
P

4,97

'
(trang 61) theo Z = P = 3,38 =1,47 được C z =1
0


=¿ Số đai :
Z=

P1 K d
= 1,54
[P0]Cα CL CuCZ

Chọn Z=2
5 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu :
F 0=

780× P1 K d
+Fv
v Cα Z

Chọn bộ truyền tự động điều chỉnh lực căng thì F v =0(N )

Do F v =0(N ), thay số vào lực căng ban đầu ta được:
F 0=

780× P1 K d
780× 4,97 ×1,1
+0=
=186,72( N )
v Cα Z
12,83 ×0,89 ×2

Lực tác dụng lên trục bánh đai
F r=2 F 0 Z sin(

α1
138,68
¿)=2×186,72 ×2 ×sin
=698,85(N )¿
2
2

(

)

6 Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai thang
Thơng số
Loại đai
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Số đai

Khoảng cách trục
Góc ơm bánh đai nhỏ
Lực căng ban đầu
Lực tác dụng lên trục

Ký hiệu

Kích thước

d1
d2
Z
a
α1
F0
Fr

250 mm
630 mm
2
524,18 mm
138,68°
186,72 N
698,85 N


TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
Thơng số u cầu:
• P=P I = 4,67 (kW)
• T 1=T I = 113771,68 (Nmm)

• n1=nI = 392 (v/ph)
• u=ubr = 4,6
• Lh=¿ 14000 (giờ)
1 Chọn vật liệu bánh răng
Tra bảng 6.1[1](trang 92), chọn:
Vật liệu bánh lớn
• Nhãn hiệu thép: 45
• Chế độ nhiệt luyện: Tơi cải thiện
• Độ rắn HB = 192 ÷ 240, chọn H B 2 = 195
• Giới hạn bền σ b 2=¿750 (MPa)
• Giới hạn chảy σ ch2 = 450 (MPa)
Vật liệu bánh nhỏ
• Nhãn hiệu thép: 45
• Chế độ nhiệt luyện: Tơi cải thiện
• Độ rắn HB = 192 ÷ 240, chọn H B 1 = 210
• Giới hạn bền σ b 1=¿750 (MPa)
• Giới hạn chảy σ ch1=¿450 (MPa)
2 Xác định ứng suất cho phép

Chọn sơ bộ

[σ H ] =

σ 0Hlim
z z K K
S H R v xH HL

[σ F ] =

σ 0Flim

Y Y K K
S F R s xF FL


z R z v K xH = 1
Y R Y s K xF = 1

• S H , S F : hệ số an tồn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
Tra bảng 6.2[1](trang 94) được
– Bánh chủ động S H 1 = 1,1; S F 1 = 1,75
– Bánh bị động S H 2= 1,1; S F 2 = 1,75
• σ 0Hlim, σ 0Flim : ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
σ 0Hlim = 2HB + 70
σ 0Flim = 1,8HB

– Bánh chủ động
σ 0Hlim1 = 2 HB 1 + 70 = 490 (MPa)
σ 0Flim1 = 1,8 H B 1 = 378 (MPa)

– Bánh bị động
σ 0Hlim2 = 2 HB 2 + 70 = 460 (MPa)
σ 0Flim2 = 1,8 H B 2 = 351 (MPa)

• K HL, K FL: hệ số tuổi thọ.
K HL =

√
√

mH

K FL = m

F

N Ho
N HE
N Fo
N FE

– mH , mF : bậc của đường cong mỏi. Bánh răng có HB ¿ 350, mH = mF = 6
– N Ho, N Fo : số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.
* Bánh chủ động
N Ho 1 = 30 H B 12,4 = 30 ×210 2,4 = 11.23 ×10 6
N Fo1 = 4 × 106

* Bánh bị động


N Ho 2 = 30 H B 22,4 = 30 ×195 2,4 = 9,40 × 106
N Fo2 = 4 × 106

– N HE, N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất
N HE = N FE = 60 cn t Σ

* c : số lần ăn khớp trong 1vòng quay c = 1
* n : vận tốc vòng của bánh răng
* t Σ : tổng số giờ làm việc của răng t Σ = Lh
Bánh chủ động
N HE 1 = N FE 1 = 60 cn t Σ = 60 × 1 × 392 × 14000 = 329 × 106

Bánh bị động
N HE 2 = N FE 2 =

N HE 1 329× 106
=
= 71,5 × 106
u
4,6

Bánh chủ động :
◦ Vì N HE 1 ¿ N HO 1 lấy N HE 1 = N HO 1 do đó K HL1= 1
◦ Vì N FE 1 ¿ N FO 1 lấy N FE 1 = N FO 1 do đó K FL1= 1
Bánh bị động :
◦ Vì N HE 2 ¿ N HO 2 lấy N HE 2 = N HO 2 do đó K HL2= 1
◦ Vì N FE 2 ¿ N FO 2 lấy N FE 2 = N FO 2 do đó K FL2= 1
Thay số vào cơng thức được :
- Bánh chủ động

[ σ H 1] =

σ 0Hlim1
490
× 1 = 445,45 (MPa)
K HL1 =
1,1
SH 1

[ σ F1] =
- Bánh bị động

σ 0Flim 1
378
× 1 = 216 (MPa)
K FL 1 =
1,75
SF 1


[σ H 2] =

σ 0Hlim2
460
× 1 = 418,18 (MPa)
K HL2 =
1,1
SH 2

σ 0Flim2
351
× 1 = 200,57 (MPa)
K FL 2 =
[σ F2 ] =
1,75
SF 2

Do bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
σ +σ
445,45+ 418,18
[ σ H ]sb = [ H 1 ] [ H 2 ] =

= 431,82 (MPa)
2
2

3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

√

a w = K a (u+1 ¿ 3

T 1 K Hβ
2

[ σ H ]sb uψ ba

• K a : hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng. K a = 43 (MPa)
• T 1 : momen xoắn trên trục chủ động. T 1 = 113771,68 (Nmm)
• [ σ H ]sb : ứng suất tiếp xúc cho phép. [ σ H ] sb = 431,82 (MPa)
• u : tỷ số truyền. u= 4,6
• ψ ba, ψ bd : hệ số chiều rộng vành răng. Chọn ψ ba = 0,4
ψ bd = 0,5 ψ ba (u + 1) = 1,12

• K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Tra bảng 6.7[1](trang 98) với ψ bd = 1,12 sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 và HB ¿350, được : K Hβ =
1,05
Thay số được

√

a w = K a (u+1 ¿ 3

T 1 K Hβ
2

[ σ H ]sb uψ ba

√

= 43(4,6 + 1) 3

113771,68 ×1,05
= 169,40 (mm)
431,822 × 4,6 ×0,4

Chọn a w = 170 mm
4 Xác định các thơng số ăn khớp
4.1 Mơ đun
m=(0,01 ÷0,02)aw = ( 0,01 ữ 0,02 ) ì170 = 1,70 ữ 3,40 (mm)

Tra bảng 6.8[1](trang 99), chọn m theo tiêu chuẩn, m= 2


4.2 Xác định số răng
Chọn sơ bộ β = 10° → cos β = 0,9848
Z1 =

2 aw cosβ
= 29,89
m(u+ 1)

Chọn Z1 = 30

Z2 = u × Z 1 = 138

Chọn Z2 = 138

Tỷ số truyền thực tế
ut =

Z 2 138
=
= 4,6
30
Z1

Sai lệch tỷ số truyền
∆u =

ut −u
u

| | 100

% = 0%

4.3 Xác định góc nghiêng của răng
cos β =

m(Z 1 +Z 2 ) 2×(30+138)
=

= 0,99
2 aw
2× 170

β = arccos(cosβ) = 8,8°
4.4 Xác định góc ăn khớp α tw
tan α
= 20,22°
( cos
β)

α t = α tw = arctan

Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở:
β b = arctan (cos α t .tan β )=8,26°

5. Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép
Tỷ số truyền thực tế
ut = 4,6

Đường kính vịng lăn
d w 1=

2 aw
2× 170
=¿
= 60,71 (mm)
4,6+ 1
ut +1

d w 2=2 a w −d w 1=¿ 2 × 170 – 60,71 = 279,29 (mm)

Vận tốc vòng của bánh răng
v=

π d w 1 n1
π × 60,71×392
= 1,24 (m/s)
=¿
60000
60000

Ứng suất cho phép tính ở mục 2 chỉ là ứng suất cho phép sơ bộ. Sau khi xác định được
vật liệu, các kích thước và thơng số động học của bánh răng, cần phải xác định chính xác
ứng suất cho phép.
[σ H ] = [σ H ]sb Z R Z v K xH
[σ F ] = [σ F ] sb Y R Y s K xF

Trong đó:
• [σ H ]sb và [σ F ]sb là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục 2.
• Z R: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Từ dữ liệu trong trang 91và 92 chọn:
Ra = 1,25 ÷ 0,63
⇒ Z R= 1
• Z v: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vịng.
– Vì v ≤ 5 (m/s), Z v = 1
• K xH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. K xH = 1

• Y R: hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Chọn Y R= 1
• Y s : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất

Y s = 1.08−0.0695 ln(m)

với m là mô đun = 2 (mm)
Y s = 1.08−0.0695 ln(m ) = 1,03

• K xF: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn. K xF = 1
Thay số được
[σ H ] = [σ H ]sb Z R Z v K xH = 431,82 (MPa)
Bánh chủ động:
[σ F 1 ] = [σ F 1 ]sb Y R Y s K xF = 222,48 (MPa)

Bánh bị động:


[σ F 2 ] = [σ F 2 ]sb Y R Y s K xF = 206,59 (MPa)

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
σ H = ZM Z H Zε

√

2 T 1 K H (ut +1)
≤ [σ H ]
2
b w ut d w1

• Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng. Z M = 274
• Z H : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
ZH =

√

2 cos β b
2 × cos ⁡( 8,26)
=
= 1,75
sin (2 tw )
sin (2ì 20,22)



ã Z : h số trùng khớp. Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang ε α và hệ số trùng khớp dọc ε β
– ε α: hệ số trùng khớp ngang

[

ε α = 1,88−3,4 (

1 1
+ )
β
Z 1 Z 2 cos = 1,72

]

– ε β : hệ số trùng khớp dọc
εβ =

bw sin β

= 2,03
mπ

Có ε β ¿ 1 thì Z ε =

1
1
=
= 0,76
εα
1,72

√ √

• K H : hệ số tải trọng

K H = K Hβ K Hα K Hv

– K Hβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng (đã
xác định ở mục 3). K Hβ = 1,05
– K Hα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn
khớp. K Hα = 1,13
– K Hv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Tra bảng 6.13[1](trang 106) với bánh răng trụ, răng nghiêng và v = 1,32 (m/s), được cấp
chính xác của bộ truyền: CCX = 9
Tra phụ lục 2.3[1](trang 250) với
* CCX = 9
* HB < 350
* Răng nghiêng
* v = 1,24 (m/s)

Nội suy tuyến tính được K Hv = 1,01
Thay số được:
K H = K Hβ K Hα K Hv = 1,20
• b w: chiều rộng vành răng.


b w =ψ ba aw =¿ 0,4 × 170 = 68 (mm)
• d w 1: đường kính vịng lăn (đã tính ở mục 5). d w 1=¿ 60,71 (mm)

Thay số được
2 T 1 K H (ut +1)
= 419,69
b w ut d2w1
◦ Thỏa mãn điều kiện σ H ¿ [σ H ]

σ H = ZM Z H Zε

√

– Kiểm tra:

[ σ H ]−σ H
431,82−419,69
100 %=
100 %=2,8 % <10 %
431,82
σ
[ H]
6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn
2 T1 K F Y ϵ Y β Y F 1

≤[σ F 1 ]
b w d w1 m
σ Y
σ F 2 = F 1 F 2 ≤[ σ F 2 ]
Y F1
• [σ F 1] và [σ F 2 ] là ứng suất uốn cho phép đã tính ở mục 5.
• K F: hệ số tải trọng khi tính về uốn
K F=K Fα K Fβ K Fv
– K Fβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Tra bảng 6.7[1](trang 98) với ψ bd = 1,12 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6, được: K Fβ = 1,1
– K Fα: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời
ăn khớp. K Fα = 1,37 theo bảng 6.14[1](trang 107).
– K Fv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
σ F1=

Tra phụ lục 2.3[1](trang 250) với
* CCX = 9
* HB < 350
* Răng nghiêng
* v = 1,24 (m/s)
Nội suy tuyến tính được K Fv= 1,05
Thay số được:
K F=K Fα K Fβ K Fv = 1,58

• Y ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y ε=

1
1
=

=0,58
ε α 1,72

• Y β: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Y β=1−

β
8,8°
=¿1 =0,94
140 °
140°

• Y F 1 và Y F 2: hệ số dạng răng. Phụ thuộc số răng tương đương Z v1 và Z v 2


Z1

30
= 31,08
cos (8,8° )
cos β
Z2
138
Z v 2= 3 =¿
= 142,99
3
cos ( 8,8° )
cos β
Z v1 =

3

=¿

3

Tra bảng 6.18[1](trang 109) với:
– Z v1 = 31,08
– Z v 2 = 142,99
– x1 = 0
– x2 = 0
được: Y F 1 = 3,8 và Y F 2 = 3,6
Thay số được
2 T 1 K F Y ϵ Y β Y F 1 2 ×113771,68 ×1,58 × 0,58× 0,94 ×3,8
=
=90,11≤[σ F 1 ]
b w d w1 m
68 ×60,78 × 2
σ F 1 Y F 2 90,11 ×3,6
σ F2=
=
=85,37 ≤ [σ F 2]
Y F1
3,8
σ F1=

Thỏa mãn yêu cầu
7 Một số thông số khác của cặp bánh răng
Đường kính đỉnh răng
d a 1=d 1+2 m

d a 2=d 2+2 m

Đường kính đáy răng
d f 1=d 1 +2.5 m
d f 2=d 2 +2.5 m
2 T 1 2 ×113771,68
=
=3748,04 (N )
dw 1
60,71
F t 1 tan20 ° 3748,04 × tan20 °
Lực hướng tâm F r 1=F r 2=
=
=1380,42( N )
cos β
cos 8,8°
Lực vòng F t 1=F t 2 =

Lực dọc trục F a 1=F a 2=F t 1 tan β=3748,04 × tan 8,8 °=580,23(N )

8 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
Thông số
Khoảng cách trục
Số răng
Mô đun pháp
Góc nghiêng của răng

Ký hiệu
aw
Z1

Z2
m
β

. . . (mm)
. . . (mm)
...◦


Chiều rộng vành răng
Đường kính vịng lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Lực ăn khớp
Lực vịng
Lực hướng tâm
Lực dọc trục

b w1
bw 2
dw 1
dw 2
da1
da2
df 1
df 2

. . . (mm)
. . . (mm)
. . . (mm)

. . . (mm)
. . . (mm)
. . . (mm)
. . . (mm)
. . . (mm)

Ft
Fr
Fa

. . . (N)
. . . (N)
. . . (N)


Chọn khớp nối, tính trục, then và ổ lăn
1. Chọn khớp nối
Thông số đầu vào:
Momen cần truyền: T = T II = 503050,34 (Nmm)
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:
Ta chọn khớp theo điều kiện:

Ta chọn khớp theo điều kiện :
T t ≤ T cfkn
d t ≤ d cfkn

{

Trong đó :
d t = d sb =

√
3

T II
503050,34
=3
= 44,79 (mm)
0,2× 28
0,2 [ τ ]

√

Ta chọn [τ] = 28 MPa] = 28 MPa


T t – Mơ men xoắn tính tốn : T t = k.T với :

k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy.
Tra bảng 16.1[2](trang 58) ta lấy k = 1,3
T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:
T = T II = 503050,34 (Nmm)

Do vậy :
T t = k.T = 1,3 × 503050,34 = 653965,44 (Nmm) ≈ 653,97 (Nm)
Tra bảng 16.10a[2](trang 68) với điều kiện : T t = 653,97 Nm ≤ T cfkn
d t =44,79 mm ≤ d cfkn

Ta được các thông số khớp nối như sau :
T cfkn = 1000 Nm

d cfkn = 50 mm

Z =8
D0= 160 mm

Tra bảng 16.10b[2](trang 69) với : T cfkn = 1000 Nm ta được:
l 1=42 mm
l 2=20 mm
l 3=36 mm
d c =18 mm

{

- Kiểm nghiệm khớp nối
* Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi :
σ d=

2. k .T
≤ σ
Z . D 0 . d c . l 3 [ d ] , trong đó :

[ σ d ]- Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy [ σ d ] =(2 ÷ 4)MPa;
Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi :
σ d=

2. k .T
2× 1,3× 503050,34
=
= 1,58 (MPa) ¿ [ σ d ]
Z . D 0 . d c . l3

8× 160× 18 ×36

→ thỏa mãn


* Điều kiện bền của chốt :
σu =

k . T . l0
3
c

0,1. d . D0 . Z

≤ [ σ u ], trong đó: l 0 = l 1 +

l2
+ 20
= 42
= 52 (mm)
2
2

[ σ u ]- Ứng suất uốn cho phép của chốt. Ta lấy [ σ u ]= (60 ÷ 80)MPa;
σu =

k . T . l0
3
c

0,1. d . D 0 . Z

=

1,3 ×503050,34 × 50
= 43,80 ¿ [ σ u ]
0,1× 183 × 160× 8

→ thỏa mãn

Ta có : F kn = (0,1 ÷ 0,3) F t ; lấy F kn = 0,2 F t trong đó :
Ft =

2T
2× 503050,34
=
= 6288,13 (N)
D0
160

F kn = 0,2 F t = 0,2× 6288,13 = 1257,63 (N)

- Các thông số cơ bản của nối trục vịng đàn hồi :
Thơng số

Ký hiệu

Giá trị

Mơ men xoắn lớn nhất có thể truyền được

T cfkn

1000 Nm

Đường kính lớn nhất có thể của trục nối

d cfkn

50 mm

Số chốt

Z

8

Đường kính vịng tâm chốt

D0

160 mm

Chiều dài phần tử đàn hồi

l3

36 mm

Chiều dài đoạn cơng xơn của chốt

l1

42 mm

Đường kính của chốt đàn hồi

dc

18 mm

2. Lực tác dụng lên trục, khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực
2.1. Sơ đồ phân tích lực chung và các giá trị lực
- Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ b = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép


[ τ ] = 15 ÷ 28 Mpa.
- Xác định lực tác dụng
+ Sơ đồ lực tác dụng lên các trục

+ Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng :