Đồ án chi tiết máy phạm viết tuấn vinh 201301501 đề xii pa4

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢING ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢII HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢIC GIAO THÔNG VẬN TẢIN TẢII

KHOA CƠ KHÍ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đề số IX
Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Giảng viên hướng dẫn:

Bùi Vũ Hùng

Sinh viên thực hiện:

Phạm Viết Tuấn Vinh

Mã sinh viên:

201301501

Lớp:

Kỹ Thuật Cơ Khí 1 62

Hà Nội – Nội – i – 2023

0


MỤC LỤC
MỤC LỤC.....................................................................................................................1

CHƯƠNG 1: TÍNH TỐN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN....1
I. Chọn động cơ..........................................................................................................1
a, Công suất cần thiết trên trục động cơ..................................................................1
b, Tính tốc độ sơ bộ của động cơ............................................................................1
c, Chọn động cơ......................................................................................................1
II. Phân phối tỷ số truyền...........................................................................................1
Công suất trên trục công tác :..................................................................................1
Tốc độ quay của các trục:........................................................................................1
Momen xoắn trên các trục:......................................................................................1
CHƯƠNG 2: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 1
1. Chọn vật liệu..........................................................................................................1
2. Xác định ứng suất cho phép....................................................................................1
I. Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bánh răng nghiêng)..................1
1. Tính sơ bộ khoảng cách trục...............................................................................1
2. Xác định một số thông số của bộ truyền.............................................................1
3. Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc........................................................................1
4. Kiểm nghiệm độ bền uốn....................................................................................1
5. Kiểm nghiệm về độ quá tải.................................................................................1
6. Các thông số của bộ truyền bánh răng cấp nhanh................................................1
II. Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh răng thẳng).....................1
1.Tính sơ bộ khoảng cách trục................................................................................1
2. Xác định một số thông số của bộ truyền.............................................................1
3. Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc........................................................................1
4. Kiểm nghiệm độ bền uốn....................................................................................1
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:............................................................................1
6. Các thông số của bộ truyền bánh răng cấp chậm.................................................1
1


CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN....................................................1

I.THIẾT KẾ TRỤC....................................................................................................1
1. Chọn vật liệu:......................................................................................................1
2. Các tải trọng tác dụng lên trục:...........................................................................1
3. Xác định sơ bộ đường kính trục..........................................................................1
XÉT TRỤC II.............................................................................................................1
1.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực...........................................1
2. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục....................................................1
3. Tính kiểm nghiệm độ bền của trục.........................................................................1
XÉT TRỤC I..............................................................................................................1
1.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực...........................................1
2. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục....................................................1
3. Tính kiểm nghiệm độ bền của trục.........................................................................1
XÉT TRỤC III...........................................................................................................1
1. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực..........................................1
2. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục....................................................1
3. Tính kiểm nghiệm độ bền của trục.........................................................................1
CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ Ổ LĂN..................................................................................1
I. Chọn ổ lăn...............................................................................................................1
II. Tính tốn chọn cỡ ổ lăn.........................................................................................1
a. Chọn ổ theo khả năng tải động............................................................................1
b. Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.................................................................1
CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN CHỌN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC..................1
I. BỀ MẶT LẮP GHÉP NẮP VÀ THÂN HỘP.........................................................1
II.KÍCH THƯỚC VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT LẮP GHÉP KHÁC.......................1
III. BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC..............................................................................1
IV. LẮP BÁNH RĂNG LÊN TRỤC VÀ ĐIỀU CHỈNH SỰ ĂN KHỚP...............1
V.LẮP GHÉP DUNG SAI......................................................................................1
TÀI LIỆU THAM KHẢO..........................................................................................1
2

Chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8 giờ, mỗi năm làm việc 300 ngày; tải trọng
va đập nhẹ.
Lực kéo trên xích tải F (kG) : 610kG = 6100N
Vận tốc băng tải v (m/s): 1,1 m/s
Đường kính trong D (mm): 460 mm
Chiều rộng băng tải B: 350 mm
Thời hạn phục vụ (năm): 5 năm
Sai số vận tốc cho phép (%): 5%
Ổ đỡ các trục là loại ổ lăn

3


CHƯƠNG 1: TÍNH TỐN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI
TỈ SỐ TRUYỀN
I. Chọn động cơ
a, Công suất cần thiết trên trục động cơ
- Công suất tương đương ứng với M trên đồ thị (T,t)
P1=Plv =

Fv
6100.1,1
=
=6,71( kW )
1000
1000

Với F là lực vòng trên băng tải (N)
v là vận tốc băng tải (m/s)

- Từ đồ thị (T,t ) có : t 1 =4 ; t 2= 4
P 2 0,6 M
=
→ P2=0,6 P1=0,6 . 6,71=4,03( kW )
P1
M

-Do tải trọng của bộ truyền thay đổi nên ta tính cơng suất tương đương:
P21 .t 1+ P 22 . t 2
6,712 .4+ 4,032 .4
Pt đ =
=
=5,53(kW )
t 1+ t 2
4 +4

√

√

Tra theo bảng 2.3 trang 19 “sách thiết kế chi tiết máy”:
- Hiệu suất chung của cả hệ thống:
+ Hiệu suất của một cặp bánh răng côn : ηbr c =0,96
+ Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ : ηbr t =0,97
+ Hiệu suất của một cặp ổ lăn: η ol =0,99
+ Hiệu suất khớp nối η k =1
=> Hiệu suất của toàn bộ hệ thống:
η=ηbrc .η brt . η4ol . ηk 2

= 0,96 . 0,97 . 0,99 4 . 12

= 0,895 => Công suất cần thiết trên trục động cơ
:
Pct =

Pt đ 5,53
=
=6,18( kW )
η
0,895

b, Tính tốc độ sơ bộ của động cơ
Số vịng quay của trục máy công tác (trục tang quay):
nlv =

60000. v 60000.1,1
=
=45,67(v / p h)
π.D
π .460

Tỷ số truyền chung của cả hệ thống: u=uhô p
Tra bảng 2.4 trang 21 sách thiết kế, chọn sơ bộ :
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn- trụ 2 cấp:
→ u=uh = 21
4


=> Tốc độ sơ bộ của động cơ: n sb=nlv .u = 45,67.21= 959,07 (vg/ph)
c, Chọn động cơ
Động cơ đc chọn phải thỏa mãn cả công suất Pđc và số vòng quay đồng bộ thỏa

mãn điều kiện:

{

T mm T K
Pđc ≥ P ct
≤
và
nđc ≈ n sb
T
T dn

Tra bảng P1.3 tr237 sách Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 chọn động cơ :
Kiểu động cơ

Công suất
Pđc (kW)

4A132M4Y3

11

Vận tốc
quay n đc(vg/
ph)
1458

Cosφ

η%

Tk
T dn

0,87

87,5

2,0

T mm
T
T
=1,3 → mm ≤ k
T
T
T dn
Pct =6,18(kW )→ Pđc ≥ Pct
→ Động cơ thỏa mãn điều kiện

II. Phân phối tỷ số truyền
Việc phân phối tỷ số truyền cho các cấp bộ truyền trong hộp giảm tốc có ảnh
hưởng rất lớn tới kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc
n

1458
đc
Tỉ số truyền chung uc = n = 45,67 ≈32
lv

Mà uc = uh = u1.u2
Với u1 – TST bộ truyền bánh răng trụ côn cấp nhanh
u2– TST bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

- Chọn:
+) c K= 1,1 (theo nội dung mục 3.2.2 trang 45, sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động
cơ khí- tập 1)
+) Hệ số chiều rộng vành răng K be = 0,25 (theo nội dung mục 6.4.1 trang 112,
sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí- tập 1)
+) Ѱ bd 2= 1,2 (tra bảng 6.6 trang 97 sách tính tốn thiết kế - tập 1)
+) [ K 01 ]= [ K 02 ]
-Theo cơng thức 3.17 trang 45(sách tính tốn thiết kế - tập 1):
5


λK=

2,25. Ѱ bd 2 .[ K 02 ]

2,25.1,2

= ( 1−0,25 ) . 0,25 = 14.4
( 1−K be ) . K be . [K 01 ]

3
Từ đó: λ K . c K = 14,4. 1,13 = 19,17

với uc =uh= 32; ta tra theo hình 3.21 trang 45 (sách tính tốn thiết kế - tập1), tìm
được TST cặp bánh răng cơn cấp nhanh u1= 5,15
do đó TST cặp bánh răng trụ cấp chậm :

u2 =

uh
32
=
= 6,21
u1 5,15

Kiểm tra sai số cho phép về tỷ số truyền:
ut =u1 .u 2=5,15 .6,21=31,98

∆ u=

|uc −ut|
uc

100 %=

|32−31,98|
32

.100 %

¿ 0,0625 % ≤ 4 %
→ Thỏamãn điều kiệnvề sai số cho phép

Công suất trên các trục:
Plv =6,71(kW )
P lv

-Trục III:

P III=

-Trục II:

P II =

- Trục I:

2

ηol . ηk

=

6,71
=6,85 kW
0.99 2 .1

PIII
6,85
=
=7,13 kW
ηol . ηbrt 0,99.0,97

Pđc =P I =

P II
7,13

=
=7,5 kW
ηol .η brc 0,99.0,96

Tốc độ quay của các trục:
- Trục I:
-Trục II:

n I =n đc =1458(vg / ph)

n II =

n đc 1458
=
=283( vg/ ph)
u 1 5,15

6


-Trục III:

n III =

n II 283
=
=45,57 (vg / ph)
u2 6,21

Momen xoắn trên các trục

T đc

=T I =

9,55. 106 . P I 9,55.10 6 . 7,5
=
=49125,5 Nmm
nI
1458

9,55.106 . PII 9,55. 106 .7,13
T II =
=
=240606 Nmm
n II
283
9,55.10 6 . PIII 9,55.106 .6,85
=
=1435538,7 Nmm
n III
45,57
Bảngthông số u , n , P , T trên các trục :

T III =

Trục
Thông số
u
n(v / ph)
P( kW )

T (Nmm)

Động cơ

I

II

uk =1

1458
7,5
49125,5

ubr =5,15

1458
7,5
49125,5

7

III
ubr =6,21

283
7,13
240606

45,57

6,85
1435538,7


CHƯƠNG 2: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG
HỘP GIẢM TỐC
1. Chọn vật liệu
Vì hộp giảm tốc có cơng suất nhỏ bộ truyền chịu tải trọng va đập nhẹ và khơng
có u cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu chế tạo hai cấp bánh răng như sau :
Vì tải trọng va đập nhẹ, nên chọn vật liệu có HB < 350
Theo bảng 6.1 trang 92 (tkhdđ ck) ta chọn các số liệu như sau :

Bánh nhỏ
Bánh lớn

Vật liệu

Nhiệt luyện

độ rắn HB
245

Thép 45

Tôi cải
thiện

230

Thép 45

Tôi cải
thiện

Giới hạn bền

580
850
450
750

2. Xác định ứng suất cho phép
a.Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ σH ] =

Giới hạn chảy

σ 0Hlim
. Z R . Z V . K xH . K HL
SH

(*)

Trong đó : chọn sơ bộ Z R . Z V . K xH .=1
S H hệ số an toàn tra bảng (6.2 trang 94 sách tkhdd ck) lấy S H = 1,1

-Ta đã có độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245
độ rắn bánh răng lớn: HB 2 = 230
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở của các bánh là
0Hlim1 = 2.HB1 +70 = 2.245+70 = 560 (Mpa)

0Hlim2 = 2.HB2 + 70 = 2. 230+70 = 530 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ
m
KHL= √ N HO /N HE
H

Với mH=6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
Tính NHO = 30.Hb2,4
Với NHO là số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc và uốn
Với NHE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
8


2,4
Suy ra : NHO1 = 30 H 2,4
= 1,626.10 7
HB = 30.245
2,4
NHO2 =30 H 2,4
= 1,397.10 7
HB = 30.230

Mi

Và NHE = 60.c. ( M

max

)3.ni .ti

Trong đó: Mi, ti, ni lần lượt là mômen xoắn, tổng số giờ làm việc, số vòng
quay ở chế độ i
C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tổng số giờ làm việc: t =300.2.8.5= 24000 (giờ)
N HE 1=60 c . ∑ ( M i / M max ) 3 n1 t i
1,3 T 3 1
T
N HE 1=60.1 .1458 . 24000 .
.
+
1,3 T 9600 1,3T

(( )

3

4 0,6 T
. +
8 1,3 T

( ) (

3

) . 48 )=5,81.10

8

N HE 2=60 c . ∑ ( M i / M max ) 3 . n2 t i
N HE 2=60.1 .283 . 24000 .

1,3 T
1,3 T

3

(( )

.

1
T 3 4 0,6 T
+
. +
9600 1,3 T 8 1,3 T

(

) (

3

) . 48 )=1,12.10

8

Do bắt đầu từ NHO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song songvới
trục hoành nên
NHE1= 5,81.108 > NHO1= 1,626.10 7 => NHE1= NHO1 => KHL1=1
NHE2= 1,12.108 > NHO2= 1,397.107 => NHE2= NHO2 => KHL2=1

Từ (*) theo (6.1a), xác định được:

[ σ H ]=

σ Hlim . K HL
SH

1

[ H1 ] = 560. 1,1 = 509,1 (Mpa)
1

[ H2 ] = 530. 1,1 = 481,82 (Mpa)
Vì bộ truyền động là bánh răng côn răng thẳng và bánh răng trụ răng thẳng nên
ứng suất tiếp xúc cho phép nho hơn trong hai giá trị [ H1 ] và [ H2 ]

b.Ứng suất uốn cho phép:
[ F] =

σ 0 Flim
.Y R .Y S . K xF . K FC . K FL
sF
9

(**)


Trong đó : Chọn sơ bộ Y R .Y s . K xF=1
0Flim là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
SF:hệ số an toàn về uốn

Tra bảng 6.2 (sách TTTKHDĐCK trang 94 ) chọn :
0Flim = 1,8.HB và SF =1,75
Vậy:
0Flim1 = 1,8.245 = 441 (Mpa)
0Flim2 = 1,8.230 = 414 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ
mF

KFL= √ N FO /N EF
Với mF =6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn (do HB < 350)
NFO :số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Đối với tất cả các loại thép ta có : NFO = 4.106
Mi

Và: NFE =60.c. ( M

max

)6.ni .ti

Trong đó: Mi, ti, ni lần lượt là mômen xoắn, tổng số giờ làm việc, số vòng quay
ở chế độ i
C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tổng số giờ làm việc: t =300.2.8.5= 24000 (giờ)
Theo (6.7):
N FE 1=60 c ∑ ( M i / M max )6 n 1 t i
1,3 T 6 1
T
N FE 1=60.1 .1458 . 24000.
.

+
1,3 T 9600 1,3T

(( )

(

6

4 0,6 T
. +
8 1,3 T

) (

6

) . 48 )=2,27.10

8

N FE 2=60 c ∑ ( M i /M max )6 n2 t i
N FE 2=60.1 .283 . 24000.

1,3 T 6 1
T 6 4 0,6 T
.
+
. +
1,3 T 9600 1,3 T 8 1,3 T

(( )

(

) (

6

) . 48 )=4,42.10

7

Do bắt đầu từ NFO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với
trục hoành nên
NFE1= 2,27.108> NFO= 4.106 => NFE1= NFO => KFL1=1
10


NFE2= 4,42.10 7> NFO= 4.106 => NFE2= NFO => KFL2=1
Xét bộ truyền quay theo một chiều do đó KFC =1
Từ (**) ta có :
[ F1 ] =0Flim1.

K FC . K FL
1.1
=
441
.
= 252 (Mpa)

1,75
SF

[ F2 ] = 0Flim2 .

K FC . K FL
1.1
=
414
.
= 236,5 (Mpa)
1,75
SF

Ứng suất quá tải cho phép:
Theo CT (6.13) và (6.14) và bảng 6.1 trang 92 sách HDĐCK tập 1

Với bánh răng tôi cải thiện, ứng suất tiếp xúc khi quá tải
[ H1 ] max = 2,8 . ch1 = 2,8.580 = 1624 (Mpa)
[ H2 ] max = 2,8 . ch1 = 2,8.450 = 1260 (Mpa)

Ứng suất uốn khi quá tải
[ F1 ] max = 0,8 . ch1 = 0,8. 580 = 464 (Mpa)
[ F2 ] max = 0,8 . ch2 = 0,8. 450 = 360 (Mpa)

11


I. Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (br cơn răng thẳng )
1. Tính tốn truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh)

a) Xác định

√

a w 1=K a ( u1 +1 ) . 3

Trong đó :

T 1 . K Hβ

[σ H ]

2

. u1 . ψ ba

Ka là hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng (do bánh răng thẳng) ;
tra bảng 6.5(tttkhddck-t1 trang 96)
chọn Ka= 49,5
u1 = 5,15 tỉ số truyền cấp nhanh
T1 = 73992,77 (N.mm) momen xoắn trên trục bánh chủ động
[H] = 481,82 (MPa) ứng xuất tiếp xúc cho phép
Chọn sơ bộ :  ba = 0,3 (do vị trí bánh răng khơng đối xứng và theo bảng
6.6)
KH : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng khi
tính về tiếp xúc
Tính  bd = 0,53.ba.( u1+ 1 ) = 0,53.0,3.( 4,79+1 ) = 0,92061
Tra bảng 6.7 (sách tttkhdđ ck, sơ đồ 3) ta chọn KH = 1,135 (theo nội suy)
-Thay vào cơng thức trên ta có khoảng cách trục sơ bộ là :
12

√

a w 1=K a ( u1 +1 ) . 3

T 1 . K Hβ

[σ H ]

√

a w 1=43. ( 4,79+1 ) 3

2

. u1 . ψ ba

40020,9.1,135
=122,7 mm
513,6352 .4,79.0,3

Chọn aw1 = 126 (mm)
2. Xác định một số thông số của bộ truyền
-Xác định thông số ăn khớp
Theo (6.17) m = (0,01 ÷ 0,02).aw1 = (0,01 ÷ 0,02).126 = 1,26÷2,52 mm

Theo bảng 6.8 ta chọn modun pháp mn = 2
-Chọn sơ bộ  = 14 , do đó : cos = 0,97
-Số răng bánh nhỏ là :

z 1=

2. aw .cosβ 2.126 .0,97
=
=21,01
m(u+1) 2.( 4,79+1)

Lấy tròn số : z1 = 21
-Suy ra số răng bánh lớn là : z2 = u.z1 = 4,79.21,01 = 101,11
Lấy trịn số : z2 = 101
(chú ý khơng cần dịch chỉnh vì là bánh răng nghiêng)
-Vậy tỉ số truyền thực là :
um =

z 2 101
=
=4,8
z 1 21

-Góc nghiêng chính xác của bánh răng là :

cosβ =

m ( z 1+ z 2 ) 2. ( 21+ 101 )
=
=0,968
2. aw
2.126

Suy ra  = 14,47 o ∈ ( 80 ÷ 200)

3. Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

σ H =Z M . Z H . Z ε .

√

2. T 1 . K H . ( u+ 1 )

13

bw . u .d w 12

 [H ]


Theo bảng 6.5 :Với bánh răng bằng thép ta chọn
zM = 274 MPa1/3

:hệ số kể đến cơ tính của vật liệu

2. cos β b

Và : zH = [ sin(¿ 2. α )¿ ]0,5 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc trong đó :
tw
b :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgb = cosα t. tg 
tg α

mà : α t= α tw= arctg( cos β )

α t= α tw = arctg(

mà α = 200 (theo TCVN 1065-71)

tg 2 00
) α t= α tw = 20,6°
0,968

 tgb = cos(20,6).tg(14,47) =0,24 b =14,47°

√

Do đó : zH =

2. cos

(¿ β b )
(¿ 14,47)
¿ ¿ = 1,714
¿¿ = 2. cos
sin (¿ 2 α tw )
sin (¿ 2.20,6)

√

-Hệ số trùng khớp dọc :  =
(Với Ψ ba=

bw
aw

bw . sin β 37,8.sin (14,47)
=
= 1,5
π .2
π.m

→Chiều rộng vành răng b w =Ψ ba . aw =0,3.126=37,8 mm)

Do đó theo (3.36c), Zε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, khi εb > 1
Z ε=

1
1
=
=0,75
εα
1,74

√ √

εα : hệ số trùng khớp ngang, tính theo cơng thức (6.38b)

[

ε α = 1,88−3,2

( Z1 + Z1 )] . cosβ=[ 1,88−3,2( 211 + 1011 )] .0,968=1,70
1

2

KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = K Hβ . K Hα . K HV
Trong đó
KHb , KHa: là hệ số phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng và cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
KHa : thuộc vận tốc vòng lăn bánh nhỏ
KHV : là hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
-Đường kính vịng lăn bánh nhỏ là:
14


d w 1=

2. aw 1 2.126
=
=43,4 mm
u m+ 1 4,8+1

-Vận tốc vòng, theo (6.40):
v=

π . d w 1 . n1 π .43,4 .1458
=
=3,31 m/s
60000
60000

Theo bảng 6.14 với cấp chính xác và v < 5 m/s, KHα =1,16 – hệ số kể đến sự phân bố

không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.
v H .b w .d w1

KHV = 1 + 2.T . K . K
1
Hβ
Hα

√

-Tính vH = H.go.v.

aw
u

Với H : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ( tra bảng 6.15)
go :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1và 2 ( tra
bảng 6.16)
Tra bảng 6.15 ta lấy : H = 0,002 .Tra bảng 6.16 ta lấy g0 = 73
v H =σ H . g o . v .

√

aw
126
=0,002.73 .3,31.
=2,47 Nmm
u
4,8

√

Do đó, KHv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo (6.41):
K Hv =1+

v H . bw . dw 1
2,47. 37,8.43,4
=1+
=1,038
2. T 1 . K Hβ . K Hα
2. 40020,9 .1,135. 1,16

Với KH =1,135 đã chọn trước
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH, theo (6.39):
K H =K Hβ . K Hα . K Hv=1,135.1,16.1,038=1,36

Thay các giá trị vừa tính được vào cơng thức tính ứng suất trên mặt làm việc, ta được:
σ H =Z M . Z H . Z ε

√

¿ 274.1,714 .0,75

2. T 1 . K H . ( u+1 )
b w . u . d w12

√

2. 40020,9 .1,36 . ( 4,8+1 )
=478,7 MPa

37,8.4,8 . 43,42

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]

15


[ σ H ]=

σ oHlim
Z H . Z v . K xH . K HL
SH

( )

-Tính chính xác ứng suất cho phép tiếp xúc
Với v = 3,21 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp
xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 μm, do đó Zm, do đó ZR = 0,95 – hệ số
xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Với da < 700 mm, KxH = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Ta có:

[ σ H ]=[ σ H ] . Z v . Z R . K xH =513,635 .1. 0,95. 1=487,95 MPa
Như vậy, σH = 478,7 Mpa < [σH] = 487,95 MPa thỏa mãn yêu cầu về độ bền.

4. Kiểm nghiệm độ bền uốn
-Ta có : F1 =
F2 =

2.T 1 . K F .Y ε .Y β . Y F 1

 [F1 ]
b w . d w 1 .m
σ F 1 .Y F 2
 [F2 ]
Y F1

+)Trong đó : Y ε :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y β : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF1,YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
KF = KF.KF KFV : hệ số tải trọng khi tính tốn về uốn
K F . :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
K F :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn
KFV :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn
Tra bảng 6.7 lấy: KF = 1,28 (theo nội suy)
Tra bảng 6.14 lấy: KF = 1,27
v F . bw . d w1

* KFV : hệ số kể đến tải trọng động (KFV =1 + 2.T . K . K )
1
Fβ
Fα
Với:
v F =σ F . g o . v .

√

aw
126
=0,006.73 .3,31.
=7,42 Nmm
u
4,8

√

16


Tra bảng (6.15) F = 0,006
Tra bảng (6.16) go =73
Thay vào ta có :
v F .b w .d w1

7,42.37,8 .43,4

KFV =1 + 2.T . K . K =1 + 2.40020,9.1,28 .1,27 =1,09
1
Fβ
Fα
 KF =KF.KF KFV = 1,27.1,28.1,09 = 1,77
Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εα = 1,74
Y ε=

1
1
=

=0,58
ε α 1,7

Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với β = 14,47o:
Y β=1−

β
14,47
=1−
=0,89
140
140

Số răng tương đương
z v 1=
z v 2=

Z1
3

cos β
Z2
3

cos β

=

21
=23,13

( 0,968 )3

=

101
=111,25
( 0,968 )3

Ta có, YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương
và hệ số dịch chỉnh, tra bảng 6.18 ta được: YF1 = 4,0; YF2 = 3,6.

- YS – hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, với m = 2 mm, ta
có:
Y s =1,08−0,0695. ln ( m )=1,08−0,0695. ln ( 2 )=1,03

YR=1(bánh răng phay) – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
KxF = 1 – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, với
da < 400.
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:
σ oFlim
[ σ F 1 ] = S Y R . Y S . K xF . K FC . K FL =[ σ F 1 ] Y R Y S K xF =272,57.1.1,03 .1=281,24 MPa
F

( )

σ oFlim
[ σ F 2 ]= S Y R Y S K xF K FC K FL =[ σ F 2 ] Y R Y S K xF =236,5.1.1,03 .1=244,02 MPa
F

( )

Thay các giá trị vừa tính vào, ta được:
σ F1=

2. T 1 . K F . Y ε . Y β .Y F 1 2.40020,9.1,77 .0,58 .0,89 .4
=
=89,15 MPa
bw . d w 1 . m
37,8.43,4 .2
17


σF1 = 89,15 MPa < [σF1] = 281,24 MPa
σ F2=

σ F 1 . Y F 2 89,15. 3,6
=
=80,24 MPa
Y F1
4

σF2 = 80,24 MPa < [σF2] = 244,02 MPa
→ Thỏa mãn về độ bền uốn

5. Kiểm nghiệm về độ quá tải
Ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax , theo (6.48):
σ Hmax =σ H . √ K qt =478,7 . √1,4=566,4 MPa
Với Kqt =Tmax/T = 1,4 : Hệ số quá tải.
Trong đó: T – momen xoắn danh nghĩa;
Tmax – momen xoắn quá tải.

σHmax = 566,4 Mpa < [σH]max = 1260 MPa
→ Thỏa mãn khả năng quá tải về tiếp xúc.

-

Ứng suất uốn cực đại σFmax , theo (6.49):

σ F 1 max =σ F 1 . K qt =89,15.1,4=124,81 MPa< [ σ F 1 ]max =464 MPa
σ F 2 max =σ F 2 . K qt =80,24 .1,4=112,336 MPa< [ σ F 2 ]max =360 MPa

→ Thỏa mãn khả năng quá tải về uốn.

6. Các thông số của bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Khoảng cách trục aw

126 mm

Mơđun pháp m
Chiều rộng răng
Góc nghiêng

2
bw

37,8 mm

β

14,47 °

Góc ăn khớp a tw

20,6 °

Hệ số dịch chỉnh

0

Số răng bánh bé z1

21

Số răng bánh lớn z2

101

Đường kính vịng chia d

d1 =

m. Z 1
2.21
= cos(14,47) = 43,4 mm
cos β

d2 =

m. Z 2
2.101
= cos 1 4,47 = 208,6 mm

cos β

18


Đường kính vịng lăn

dw

dw1 = 43,4 mm
dw2 = dw1.u =43,4.4,8 =208,32 mm
d a =d 1+2. m = 47,4 mm

Đường kính đỉnh răng da

1

d a =d 2+ 2.m = 212,6 mm
2

d f =d 1−2,5. m=38,4 mm

Đường kính chân răng df

1

d f =d 2−2,5. m=203,6 mm
2

II. Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh trụ

,răng thẳng)
1.Tính sơ bộ khoảng cách trục

√

a w 2=K a ( u2 +1 ) . 3

Trong đó :

T 2 . K Hβ

[σ H ]

2

. u2 .ψ ba

Ka là hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng (do bánh răng thẳng) ;
tra bảng 6.5(tttkhddck-t1 trang 96)
chọn Ka=49,5
u2 =2,92 tỉ số truyền cấp chậm
T2 = 184221(N.mm) momen xoắn trên trục bánh bị động
[H] = 513,635 (MPa) ứng xuất tiếp xúc cho phép
Chọn sơ bộ :  ba = 0,3 (do vị trí bánh răng khơng đối xứng và theo bảng
6.6)
KH : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng khi
tính về tiếp xúc
Tính  bd = 0,53.ba.( u2+ 1 ) = 0,53.0,3.( 2,92+1 ) = 0,62
Tra bảng 6.7 ( sách tttkhdđ ck, sơ đồ 3 và nội suy ) ta chọn KH = 1,07
-Thay vào công thức trên ta có khoảng cách trục sơ bộ là :

√

a w 2=K a ( u2 +1 ) . 3

T 2 . K Hβ

[σ H ]

√

a w 2=49,5. ( 2,92+1 ) 3

2

. u2 .ψ ba

184221,1.1,07
=184,01mm
513,6352 .2,92 .0,3

Chọn aw2 = 184 (mm)
19