ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI
VIỆN CƠ KHÍ

BỘ MƠN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔBỐT

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Xuân Hạ MSSV:20184787
Sinh viên thiết kế : Ngơ Trí Đức MSSV:20185160

Nguyễn Thanh Toàn
Đề : NXH.2.8

MỤC LỤC

Trang

I: TÍNH ĐỘNG HỌC................................................................................................5
CHƯƠNG I : TÍNH ĐỘNG HỌC............................................................................5
1.1 Chọn động cơ...........................................................................................5
1.1.1 Xác định công suất động cơ...............................................................5
1.1.2 . Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.........................5
1.1.3.Chọn quy cách động cơ......................................................................6
1.2 Phân phối tỷ số truyền.............................................................................6
1.3 . Tính các thơng số trên trục.....................................................................7
1.3.1 . Công suất.........................................................................................7
1.3.2 . Số vòng quay...................................................................................7
1.3.3 . Momen xoắn....................................................................................7
1.3.4 Bảng thông số....................................................................................8

PHẦN II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN...........................................................9
CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN.................................................9
ĐAI THANG.........................................................................................................9
2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai...................................................................9
2.2 Chọn đường kính hai bánh đai d1 và d2...................................................9
2.3 Xác định khoảng cách trục a.....................................................................9
2.3.1 Khoảng cách trục sơ bộ :....................................................................9
2.3.2 Chiều dài dai L.................................................................................10
2.3.3 Tính chính xác khoảng cách trục.....................................................10
2.3.4 Góc ơm trên bánh đai nhỏ α1..........................................................10
2.4 Tính số đai Z...........................................................................................10
2.5 Các thông số cơ bản của bánh đai..........................................................10
2.6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục...............................11
2.7 Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai thang....................................11

2|Page

CHƯƠNG 3 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG..................................................................13

3.1 Chọn vật liệu bánh răng.........................................................................13
3.2 Xác định ứng suất cho phép..................................................................13
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục...........................................................16
3.4 Xác định các thông số ăn khớp..............................................................16

3.4.1 Modun..............................................................................................16
3.4.2 Xác định số răng..............................................................................16
3.4.3 Xác định góc nghiêng của răng........................................................17
3.4.4 Xác định góc ăn khớp αtw.................................................................17

3.4 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép.........................17
3.5 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.........................................................18
3.5.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.....................................................18
3.5.2 Kiếm nghiệm độ bền uốn...............................................................20
3.5.3 Kiếm nghiệm răng về quá tải............................................................21
3.6 Một số thông số khác của cặp bánh răng...............................................21
3.7 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng....................................22
PHẦN III. TÍNH THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN........................................23
CHƯƠNG 4 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC.........................................................23
4.1 Chọn vật liệu..........................................................................................23
4.2 Tính thiết kế trục...................................................................................23
4.2.1 Tính sơ bộ đường kính trục..............................................................23
4.2.2 Chọn khớp nối..................................................................................23
4.2.3 Xác định lực từ các chi tiết ,bộ truyền tác dụng lên trục.................24
4.2.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực...................................24
4.3 Tính chọn đường kính các đoạn trục......................................................26
4.3.1 Tính phản lực cho trục 2.................................................................27
4.3.2.Vẽ biểu đồ momen...........................................................................27
4.3.3.Tính momen tương đương..............................................................28
4.3.4.Chọn đường kính các đoạn trục.......................................................29

3|Page

4.3.5.Chọn và kiểm nghiệm then..............................................................29
4.3.6. Kiểm nghiệm trục 2 theo độ bền mỏi.............................................32
4.3.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.............................................37
4.3.8.Vẽ kết cấu trục.................................................................................40
4.3.9 Chọn ổ lăn cho trục 1.......................................................................41
4.3.10. Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục 2.........................................42
4.3.10.3 Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn

...................................................................................................................44
4.3.11 Lập bảng thông số các ổ lăn...........................................................45
PHẦN IV. LỰA CHỌN KẾT CẤU...................................................................46
CHƯƠNG 5: TÍNH LỰA CHỌN KẾT CẤU.................................................46
5.1 Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết..............................46
5.1.1 Thiết kế vỏ hộp.................................................................................46
5.1.2 Các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc............................................46
5.2 Tính và lựa chọn bơi trơn.......................................................................48
5.3 Các kết cấu liên quan đến chế tạo vỏ hộp..............................................48
5.4 Dung sai lắp ghép...................................................................................52

4|Page

Đồ án môn học chi tiết máy là môn học rất cần thiết cho sinh viên ngành cơ khí
nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp của cơ khí, chế tạo máy. Nó giúp
sinh viên có cái nhìn cụ thể một cách thực tế về các lý thuyết đã học, là cơ sở rất
quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ học sau này.

Đề tài mà em được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm bộ hộp giảm tốc
bánh rang trụ rang nghiêng và bộ truyền đai.Trong q trình tính tốn và thiết
kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc, em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:

- Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, 2 của PGS-TS Trịnh
Chất và TS Lê Văn Uyển

- Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy của PGS-TS Trịnh Chất

Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy, cùng với sự hiểu biết
còn hạn chế nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng các môn
liên quan song bài làm của sinh viên chúng em không thể tránh khỏi những sai

sót.Kính mong được hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cơ bộ mơn
giúp cho chúng em hiểu rõ và ngày càng tiến bộ trong học tập

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy cô trong bộ môn, đặc biệt là thầy
Nguyễn Xuân Hạ đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để em có thể hồn
thành tốt nhiệm vụ được giao. Em xin chân thành cảm ơn.

Sinh viên

Nguyễn Thanh Toàn

Ngơ Trí Đức

PHẦN I: TÍNH ĐỘNG HỌC

Số liệu cho trước:

5|Page

1. Lực kéo băng tải: F = 2800 (N)
2. Vận tốc băng tải: v = 1 (m/s)
3. Đường kính tang: D = 250 (mm)
4. Thời hạn phục vụ: Ih=19000 (giờ)
5. Số ca làm việc: soca = 3 (ca)
6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @ = 90 (độ)
7. Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ

CHƯƠNG I : TÍNH ĐỘNG HỌC

1.1 Chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất động cơ

 Công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức:

P yc = Plv η

Trong đó: Pyc : cơng suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
Plv : công suất trên trục máy công tác (kW)
 : hiệu suất truyền động

 Công suất trên trục máy công tác :
Plv= F . v 1000 = 2800.1 1000 =2,8 (kW)

Trong đó: - F là lực kéo băng tải (N)

-v là vận tốc di chuyển của băng tải (m /s)

 Hiệu suất truyền động :

η = η0l3 × ηd × ηkn × nbr

Trong đó : η0l là hiệu suất ổ lăn chọn η0l = 0,99

ηd là hiệu suất của bộ truyền đai chọn ηd = 0,95

ηkn là hiệu suất khớp nối chọn ηkn = 1

nbr là hiệu suất của bộ truyền bánh răng chọn ηbr = 0,97

Do đó

η = 0,993 × 0,95 × 1 × 0,97= 0,894

6|Page

Vậy Pyc = 0,894 2,8 = 3,13 (kW)

1.1.2 . Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.
 Tốc độ quay của trục công tác : nlv = π . D 60000. v = 3,14.250 60000.1 =76,43 (v/ph)

Trong đó : v là vận tốc của băng tải (m/s)
D là đường kính tang (mm)

 Tỷ số truyền toàn bộ ut của hệ thống : uc = uđ . ubr
Trong đó : uđ là tỷ số truyền bộ truyền ngoài (đai dẹt)
Ubr là tỷ số truyền của hộp giảm tốc
Ta chọn uđ = 2,5 ; ubr =5

 Uc = 2,5.5 = 12,5
Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ

nsb= ut . nlv=76,43.12.5=955,37(v/ph)

1.1.3.Chọn quy cách động cơ

Động cơ được chọn phải có cơng suất Pđc và số vịng quay đồng bộ thỏa

mãn đồng thời 2 điều kiện : Pđc ≥ Pyc = 3,13 (KW)

nđc ≈ nsb

Tra bảng phụ lục trong tài liệu P1.3 chọn động cơ thỏa mãn các yêu cầu trên:

- Ký hiệu động cơ : 3K160S6 (động cơ không đồng bộ 3 pha)
- Công suất động cơ : Pđc = 5,5 (kW)
- Vận tốc quay : 960 (vòng / phút)

1.2 Phân phối tỷ số truyền.

Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động

Uc = nđc/nlv = 76,43 960 =12,56

Mà uc = uđ . ubr Chọn uđ = 2,5

 ubr = uc / uđ = 2,5 12,56 = 5,02

7|Page

1.3 . Tính các thơng số trên trục

1.3.1 . Công suất
 Công suất trên trục công tác : Pct = Plv = 2,8 (kW)
 Công suất trên trục 2 ( trục ra của hộp giảm tốc )

P2 = Pct / (ηkn. η0l) = 1.0,99 2,8 = 2,83 (kW)

 Công suất trên trục 1 ( trục vào của hộp giảm tốc)
P1 = P2 / (ηbr. η0l ) = 0,97.0,99 2,83 = 2,95 (kW)

 Công suất thực tế trên trục động cơ

Pđc = P1 /( η0l . ηd ) = 0,99.0,95 2,95 =3,13 (kW)

1.3.2 . Số vòng quay

 Số vòng quay trên trục động cơ : nđc = 960 (vòng / phút)
n1 = nđc / uđ = 2,5 960 = 384
 Số vòng quay trên trục 1 :

 Số vòng quay trên trục 2: n2 = n1/ ubr = 5,02 384 = 76,5

 Số vịng quay trên trục cơng tác : nct =n2 = 76,5(v/ph)

1.3.3 . Momen xoắn
 Momen xoắn trên các trục được tính theo cơng thức :

Ti = 9,55 .106. Pi ni , trong đó Pi và ni là cơng suất và số vòng quay trên trục
i

 Momen xoắn trên trục động cơ :
Tđc = 9,55 .106. Pđc nđc = 9,55.106. 3,14 960 =31236,46 (Nmm)

 Momen xoắn trên trục 1 :
T1 = 9,55 .106. P1 n1 = 9,55.106. 2,95 384 =71503,81 (Nmm)

 Momen xoắn trên trục 2 :
T2 = 9,55 .106. P2 n2 = 9,55.106. 2,83 76,5 = 353287,58 (Nmm)

 Momen xoăn trên trục công tác :

Tct = 9,55 .10 nct = 76,5 =349542,48 (Nmm) 6. Pct 9,55.106. 2,8.

8|Page

1.3.4 Bảng thông số

Động cơ I II Công tác
uđ = 2,5 ukn = 1
Tỉ số truyền u 960 ubr = 5,02
n (vòng/phút) 3,13 76,5
384 76,5 2,8
P (kW) 31236,46
2,95 2,83 349542,48
T (N.mm)
71503,81 353287,58

9|Page

PHẦN II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

CHƯƠNG 2 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
ĐAI DẸT

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai
 Chọn loại đai dẹt : đai vải cao su.
 Tra đồ thị 4.1[1](trang 59) với các thông số Với P1 =Pyc = 3,13 (kW) và
nđc= n1= 960 (vòng/ phút) , ta chọn tiết diện đai là B

2.2 Chọn đường kính hai bánh đai d1 và d2
 theo công thức: d1 = (5,2 … 6,4).√3 T đc , t => d1 = 180 mm

[ ]  Chiều dày đai vải cao su được xác định:
δ ≤ d1 . δ 1 d1 40max
Tra bảng 4.1(trang 51) ta dùng loại đai B-800 và B-820 số lớp 3 và có lớp
lót.
Chiều dày đai δ =4,5 mm; d 140 180 minmm (bảng 4.6 trang 53)

¿ min

Kiểm tra d1=180> ¿ d ⇒Thỏa mãn

¿

 Kiếm tra về vận tốc đai
v = π . d1 .n1 60000 = 3,14.180.960 60000 = 9,05 (m/ s)

 Tính d2
d2 = u.d1.(1 – ε ) = 2,5.180.(1-0,02) = 441 (mm)

Với ε là hệ số trượt, ε từ 0,01 đến 0,02, chọn ε=0,02
Chọn theo tiêu chuẩn d2 = 450 (mm)

 Tỷ số truyền thực tế
ut = d2 d = 450 1. (1−ε ) 180 (1−0,02) = 2,55

 Sai lệch tỷ số truyền

10 | P a g e

| | | | △u= ut−u u = 2,55−2,5 2,5 .100 . %=2 % < 4%

2.3 Xác định khoảng cách trục a
2.3.1 Khoảng cách trục sơ bộ :

a
d2

=> chọn asb = 945(mm)

2.3.2 Chiều dài đai L

L=2. asb❑+ π d1+ d2 (d2−d1)2 =2.945+ π 180+ 450 ( 450−180)2 =2900mm
+ +
2 4 asb 2 4.945

Số vòng chạy của đai trong 1s là i = Lv = 2900 9,05.1000 = 3,1

Điều kiện: i≤ imax

Vậy i thỏa mãn nên L không phải tăng thêm 1 khoảng để nối đai.

2.3.3 Tính chính xác khoảng cách trục

a = λ+√ λ2−8 Δ2

4

Trong đó : λ=L− π (d1+d2) 2 =1910,4

Δ= d2−d1 2 = 450−180 2 =135

⇒ a= λ+√ λ2−8 Δ2= 1910,4+ √1910 , 42−8.13 52 =945,6 (mm)44

2.3.4 Góc ơm trên bánh đai nhỏ α1

o 5 7o. (d2−d1) 57. (450−180) =164 > 150o o
α 1= 18 0 - = 180 -
a 945,6

2.4 Tính ứng suất có ích cho phép

Z= P1 . K d

[P0]Cα . CL.Cu .Cz

Trong đó :

-¿: ứng suất có phép có ích được xác định bằng thực nghiệm được tính
theo cơng thức: ¿

Góc nghiêng bộ truyền ngồi: β

11 | P a g e

⇒bộ truyền đạt thẳng đứng nên σ 0=1,6 MPa
Tra bảng 4.9(trang 56) suy ra hệ số k1=2,3; k 2=9,0

⇒ ¿ (Mpa)

-Cα:hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ơm α1

Cα=1−0,003.(18 00−α 1)=1−0,003.(18 00−16 40)=0,952

-Cv:hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh

đai.
Cv=1−kv (0,01 v2−1)=1−0,04. (0,01.9,0 52−1)=1,007

ở đây k v=0,004 vì là đai vải cao su
-C0:hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và

phương pháp căng đai.
Tra bảng 4.12(trang 57) chọn C0=0,8

⇒ [σ F]=¿

1000 1000
- chiều rộng bánh đai b: b = v . [σF ] . δ . P1. Kđ= 9,05.1,591. 4,5 . 3,13. 1,45 =

70,046 mm, trong đó Kđ : tra bảng 4.7 trang 55 TTTKHDĐCK tập 1 với động cơ

không đồng bộ 3 pha, làm việc va đập nhẹ, làm việc 3 ca

Tra dãy tiêu chuẩn đai hẹp trang 51 TTTKHDĐCK tập 1, ta được b= 71 mm

2.5 Các thông số cơ bản của bánh đai.
 Chiều rộng của bánh đai dẹt: ( theo CT 8.1 trang 123 CSTKM&CTM)

B=1,1 b+(10 … 15) mm

Với b = 71 , B = ( 88,1 … 93,1 ). Tra bảng 20.6 ta được B tiêu chuẩn là
B = 100 mm

2.6. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
Lực căng ban đầu: F0 = σ 0. δ. b = 1,6 . 4,5. 71 = 511,2 N

12 | P a g e

Lực tác dụng lên trục : Fr = 2. F0. Sin(α 1/2) = 2. 511,2. Sin(164o/2) = 1012,45 N

2.7 Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai dẹt. Ký hiệu Giá trị
Thông số B Đai dẹt

Loại đai 180 (mm)
Tiết diện đai 450 (mm)

Đường kính bánh đai nhỏ d1 2,55
(mm)
Đường kính bánh đai lớn d2 (mm)

Tỷ số truyền Ud

Đường kính ngồi bánh đai nhỏ da1

Đường kính ngồi bánh đai lớn da2

Khoảng cách trục a 945,6(mm)
Góc ơm bánh đai nhỏ

Số đai α1 164o
Chiều rộng đai
Chiều dài đai Z 1
Lực căng ban đầu
Lực căng tác dụng lên trục B 100 (mm)

L 2900 (mm)

F0 511,2 (N)

Fr 1012,45 (N)

13 | P a g e

CHƯƠNG 3 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

3.1 Chọn vật liệu bánh răng.
Trang 92, bảng 6.1 sách Tính tốn thiết kế Hệ dẫn động cơ khí tập 1

Vật liệu bánh lớn :

 Nhãn hiệu thép: 45
 Chế độ nhiệt luyện: Tơi cải thiện.

 Độ rắn HB = 192÷240 , chọn HB2= 220
 Giới hạn bền σ b2 = 750 (MPa)
 Giới hạn chảy σ ch2=450 (MPa)

Vật liệu bánh nhỏ :

 Nhãn hiệu thép: 40X

 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
 Độ rắn HB = 230÷260 , chọn HB1= 240
 Giới hạn bền σ b1= 850 (MPa)
 Giới hạn chảy σ ch1=550 (MPa)

3.2 Xác định ứng suất cho phép.

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] , và ứng suất uốn cho phép [σ F ] được xác định

theo các công thức:

σ H0

[ σ H ]= S lim ¿ ¿ HRv xHHL

σF0

[ σ F ]= S lim ¿ ¿ F RsxFFL

 Chọn sơ bộ: {¿ Z R Zv KxH =1

¿ Y R Y S K xF=1

 SH ,SF : hệ số an tồn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn. Tra

bảng 6.2(trang 94) ta được:

-Bánh chủ động SH1=1,1 , SF1=1,75

-Bánh bị động SH2=1,1 , SF2=1,75

 σ 0 ¿ ¿,σ 0 ¿¿: ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ

H lim L lim

cơ sở , tra bảng 6.2 : ứng với nhãn thép 45, 40X và tôi cải thiện

14 | P a g e

-Bánh chủ động : σ 0 lim 1=2HB1 + 70 =2.240+70=550 (MPa)
H

0

σ Flim1= 1,8HB1= 1,8.240 = 432 (MPa)

-Bánh bị động : σ 0 lim 2= 2HB2 + 70=2.220+70=510 (MPa)
H

0

σ Flim2=1,8HB2 =1,8.220= 396 (MPa)

• KHL ,KFL: hệ số tuổi thọ.

√ K HL=mH NNH 0 HE
√ K HF=mF NNF 0 FE

– mH ,mF : bậc của đường cong mỏi. Bánh răng có HB < 350, mH = mF = 6

– NH0 ,NF0: số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.

2,4 2,4 6
Bánh chủ động : N H 01=30. H B1=30.25 5 =17,9.10

N F01= 4.106

2,4 2,4 6
Bánh bị động : N H 02=30. H B2=30.24 0 =15,47.1 0

N F02= 4.106

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

c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1

n: vận tốc vòng của bánh răng.

tΣ: tổng số giờ làm việc của răng. tΣ = Ih

Bánh chủ động : N HE1=N FE1=60. c n1 t∑ ❑=60.1 .384 .19000=43,78.107

Bánh bị động : N HE2=N FE2=60. c n2 t∑ ❑=60.1.76,5 .19000=¿8,721.107

Bánh chủ động: NHE1 > NHO1 lấy NHE1 = NH01 do đó KHL1 = 1
NFE1 > NFO1 lấy NFO1 = NFE1 do đó KFL1 = 1

Bánh bị động : : NHE2 > NHO2 lấy NHE2 = NH02 do đó KHL2 = 1
NFE2 > NFO2 lấy NFO2 = NFE2 do đó KFL2 = 1

Thay số liệu vào công thức ta được :

15 | P a g e

Bánh răng chủ động:

0 550

σH
lim 1
[ σ H 1]= SH1 . ZR . ZV . K xH . K HL1= 1,1 .1 .1=500 (MPa)

0 432

σF
lim 1
[σ F1] = SF1 . Y R . Y s . K xF . K FL1= 1,75 .1=246,86 (MPa)

Bánh răng bị động:

0 510

σH
lim 2
[σ H 2]= SH 2 . ZR . ZV . K xH . K HL2= 1,1 .1 .1=463,63 (MPa)

0 396

σF
lim 2
[ σ F2 ]= SF 2 . Y R . Y s . K xF . K FL2= 1,75 .1=226,29 (MPa)

Do là bánh răng nghiêng nên

[σ H ]= [σ H 1]+ [σ H2 ] 2 = 500+463,63 2 =481,82 (MPa)

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

[ σ H ] c h ( σc h1 , σc h2)max (MPa)

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

[σ F1] c h1max (MPa)

[σ F2 ]c h2max (MPa)

√ 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục T 1 . K Hβ
aw=Ka . (u+1). 3
2
[ σ H ]sb. u .ψba

1

 Ka : Hệ số phụ thuộc vật liệu làm răng. Ka=43 (MP a 3)

 T1: momen xoắn trên trục chủ động. T1= 71503,81 (Nmm)

 [σ H ]sb : ứng suất tiếp xúc cho phép. [σ H ]sb = 481,82 (MPa)

 u : tỷ số truyền . u=ubr =5,02.

 ψbd, ψba: hệ số chiều rộng vành răng. Chọn ψba=0,4

ψbd=ψba.0,53 (u+1)=0,4.0,53 . (5,02+1)=1,28

 KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng

vành răng. Tra bảng 6.7( Trang 98) , sơ đồ vị trí 6 , HB< 350,ta được :

KHβ = 1,06 ,KFβ=1,16.

16 | P a g e

Vậy khoảng cách trục sơ bộ :

aw=Ka .(u+1). 3 √ [σ H ]sb. u .ψbaT 1 . K Hβ =¿ (mm)

2

√ ¿ 43.( 5,02+1). 481,8 22 3 71503,81.1,06 .5,02 .0,4 =140,82 mm

Chọn aw =160 (mm) theo dãy tiêu chuẩn

3.4 Xác định các thông số ăn khớp.

3.4.1 Modun
m= (0,01 ÷0,02).aw=(0,01 ÷ 0,02).160=(1,6 ÷ 3,2)

Chọn theo tiêu chuẩn m = 2 (mm)

3.4.2 Xác định số răng
-Chọn β =10o → cosβ = 0,985.

Z1=2. aw . cos β m. (u+1) =2.160 .0,985 2. (5,02+ 1) =26,18

-Chọn Z1= 26 răng

Z2= u.Z1 = 5,02.26= 130,52

-Chọn Z2 = 130 răng.

-Tỷ số truyền thực tế

ut= Z2 Z =130 =5 1 26

-Sai lệch tỷ số truyền

| | | | Δu= ut−u u .100% ¿ 5−5,02 5,02 .100=0,40 %

3.4.3 Xác định góc nghiêng của răng
cos β= m .( Z1+ Z2) = 2.(26 +130) =0,975
2. aw 2.160

→ β = 12,84o

3.4.4 Xác định góc ăn khớp αtw
Góc profin gốc α = 20o

( ) ( ) αt=αtw=arctan tan α cos β =arctan tan 2 0 cos 12,84 =20,47o

17 | P a g e

Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở

βb=arctan(¿ cos αt . tan β )=arctan (¿ cos 20,47 . tan 8,11)=12,05 ¿ ¿o

* Hệ số trùng khớp dọc:

3.4 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép.
Tỷ số truyền thực tế
ut = 5
Đường kính vòng lăn

dw 1= 2. aw u = 2.160 =53,33 (mm) t+1 5+1
dw 2=2. aw−dw 1=2.160−52,89=266,67 (mm )

Vận tốc vòng của bánh răng

v= π . dw 1. n1 60000 = π .52,89 .384 60000 =1,06 (m / s )

Xác định chính xác ứng suất cho phép.

[ σ H ]=[ σH ]sb . Z R. Zv . K xH
(σ F )=[ σF ]sb . Y R .Y S . K xF

trong đó

 [σ H ]sb và [σ F ]sb là ứng suất cho phép sơ bộ.

 ZR : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Chọn Ra= 1,25.....0,63 µm => ZR = 1

 Zv : hệ số xét đến sự ảnh hưởng của vận tốc vòng.

– Zv=0,85. V 0,1=0,86

• KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. KxH = 1
• YR: hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Chọn YR = 1
 Ys : hệ số xét đến sự nhạy cảm của vật liệu với sự tập trung ứng suất

Y s=1,08−0,0695. ln (m)=1,08−0,0695. ln 2=1,03

 KxF : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền
uốn. KxF = 1

Thay số ta được:

18 | P a g e

[σ H ]=[ σH ]sb. Z R. Zv . K xH=481,82.1.0,86 .1=414,37(MPa)

Bánh chủ động :

(σ F 1)=[σ F1]sb . Y R . Y S . KxF=246,86.1 .1,03 .1=254,27( MPa)

Bánh bị động :

(σ F 2)=[σ F2 ]sb . Y R . Y S . KxF=226,29.1.1,03 .1=233,08( MPa)

3.5 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

√ 3.5.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
σ H=ZM . Z H . Zε . 2 2. T 1. K H .(ut+1) ≤[ σH ]
bw . ut . dw 1

 ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng. ZM = 274

√ √  ZH : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
ZH= 2. cos βb = 2. cos 12,05 =1,73 ¿
sin (2. αtw ) sin (¿ 2.20,47)

 Zε: hệ số trùng khớp. Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số
trùng khớp dọc εβ

[ ( )] [ ( )] – εα : hệ số trùng khớp ngang
ε α= 1,88−3,2. 1Z + 1 cos 1 Z2 β ¿ 1,88−3,4. 126 + 1 130 cos 12,84=1,69

– chiều rộng vành răng : bw=ψba. aw=0,4.160=64
Chọn bw = 64

– εβ: hệ số trùng khớp dọc

ε β= bw .sin β m. π = 64.sin 12,84 2.3,14 =2,26

εβ> 1 nên √ √ Zε= 1ε = 1 =0,77 α 1,69

 KH : hệ số tải trọng

K H=K Hβ . K Hα . K HV

– KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều
rộng vành răng . KHβ = 1,06

– KHα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp
răng đồng thời ăn khớp.

19 | P a g e

Với v= π . dw1. n1 2 = π .53,33 .384 60000 =1,07 (bảng 6.13 trang 106)nên cấp
chính xác là 9

Tra bảng 6.14 ta được KHα = 1,13 , KFα = 1,37

– Theo công thức 6.41 ta có KHv : hệ số kể đến tải trọng động xuất

√ √ hiện trong vùng ăn khớp.
K HV=1+ vH bW dW 1 2T 1 K Hβ K Hα

Trong đó: vH=δ H g0 v aW u =0,002.73 .1,07 . 1605 =0,88

⇒ K HV =1+ vH bW dW 1 =1,02
2 T1 KHβ K Hα

 K H=K Hβ . K Hα . K Hv=1,06.1,13.1 .02=1,22
 Chiều rộng vành răng bw = 64.

√ √ Vậy :σ H=ZM . Z H . Zε .

(Mpa)
2 2. T 1. K H .(ut+1) =274.1,73 .0,77 . 64.5 .53,3 32 2.71503,81.1,22 .(5+1)=391,45
bw . ut . dw 1

Kiểm tra :

[σ H ]−σ H .100 %= 414,37−391,45 .100 %=5,53 %<10 %
[ σH ] 414,37

 Thỏa mãn.

3.5.2 Kiếm nghiệm độ bền uốn

σ F1= 2. T1 . K F . Y ε . Y β .Y F1 b ≤ w . dw 1. m [ σ F1]

σ F2= σF 1 . Y F 2 Y ≤ F1 [ σF 2]

 [σ F1] và [σ F2 ]là ứng suất uốn cho phép : [σ F1] = 246,86 (MPa)
[σ F2 ]= 226,29 (MPa)

 KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF = KFα .KFβ.KFv

– KFβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều
rộng vành răng. Tra bảng với ψbd=1,28 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6,
được: KFβ = 1,16

20 | P a g e