Đồ án chi tiết máy hệ dẫn động băng tải

Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: DIỆP LÂM KHA TÙNG

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN
Sinh viên: Trần Quốc Việt – ĐH Giao Thông Vận Tải TP.HCM 1
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

Lời nói đầu
Đất nớc ta đang trên con đờng Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hớng
XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng. Các hệ thống máy
móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bớc thay thế sức lao động của con ngời. Để tạo ra
đợc và làm chủ những máy móc nh thế đòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất
nhiều.
Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng trong
quá trình học tập bởi nó giúp cho ngời sinh viên nắm bắt và đúc kết đợc những kiến thức cơ
bản của môn học. Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về phơng
pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có
những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phơng pháp tính toán thiết kế
các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy, vì vậy Thiết Kế Đồ án Môn
Học Chi Tiết Máy là công việc quan trọng và rất cần thiết .
Đề tài thiết kế của em đợc thầy: Dip Lõm Kha Tựng giao cho là thiết kế trạm dẫn động
băng tải. Với những kiến thức đã học trên lớp, các tài liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ
tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn thành đợc
đồ án này.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế cha nhiều nên đồ án
của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong đợc sự chỉ bảo của các thầy, cô
trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của em đợc hoàn thiện hơn cũng nh kiến thức
về môn học này.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em đặc
biệt là thầy Dip Lõm Kha Tựng.

TP. HCM, ngày 25 tháng 8 năm 2013

Sinh viên
TRN QUC VIT
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 2
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

TI LIU THAM KHO
[I]. Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập I
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục 2005
[II]. Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập II
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục 2001
[III]. CHI TIT MY Tập 1, 2.
Nguyễn Trọng Hiệp - Nhà xuất bản Giáo dục - 2006
[IV]. Tập bản vẽ chi tiết máy
Nguyễn Bá Dơng - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc Phong. Nhà xuất
bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp - 1978
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 3
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

PHN I: TNH TON NG HC H DN NG C KH
I. Chọn động cơ điện:
1. Chọn kiểu, loại động cơ:
Động cơ: 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc, do nó có nhiều u điểm cơ bản sau:
- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp.
- Dễ bảo quản và làm việc tin cậy.
2. Chọn công suất động cơ:
Công suất của động cơ đợc chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho khi động cơ làm
việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, điều kiện sau phải thoả mãn:
dc dc
dm dt
P P

(KW)
Trong đó:
dc
dm
P
- công suất định mức của động cơ.

- công suất đẳng trị trên trục động cơ.
Do ở đây tải trọng là thay đổi nên:
Công suất làm việc trên trục công tác:
Trong đó: P
1
=1T = 4,2

; t
1
=0,7 t
ck
(h) ;
P
2
= 0,8T = 3,36

; t
2
=0,3 t
ck
(h);
Thay vào ta đợc : = 3,967 KW.

Theo bảng 2.3: Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ (tài liệu: Tính toán thiết kế
hệ dẫn động cơ khí, Tập 1, Trịnh Chất & Lê Văn Uyển, NXB Giáo Dục) [I] ta chọn:
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 4
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

1
k

=
;
0,99
ol

=
;
0,96
brc

=
;
0,97
brt

=
; 0,95
Vậy ta có: 0,8498
Suy ra, công suất làm việc trên trục động cơ:
Vậy suy ra:

dc dc

dm dt
P P

= 4,668 (KW)
3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n
đb
:
Số vòng quay đồng bộ đợc chọn sao cho:
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:
db
sb
ct
n
U
n
=
nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng
(tra bảng 2.4 (I)):
sb nd
U U


Trong đó: n
ct
số vòng quay của trục công tác.
Đây là hệ dẫn động băng tải nên:
n
ct
= 39 (v/ph)
Tỉ số truyển nên dùng của cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỉ số truyền nên dùng

của hộp giảm tốc và khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp.
U
sb
= (10ữ25).(3ữ 5) = 30 ữ 125
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ: n
đb
= 1500 (v/ph).
Suy ra:
. Giá trị này thoả mãn
sb nd
U U


Vậy ta chọn đợc số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n
đb
= 1500 (v/ph).
4. Chọn động cơ :
Qua các bớc trên ta đã xác định đợc:
dc
dm
P
4,668, n
đb
= 1500 (v/ph).
Động cơ đợc chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thoả mãn những điều kiện
trên.
Căn cứ vào những điều kiện trên tra bảng phụ lục P1.1; P1.2: P1.3: Các thông số kỹ
thuật của động cơ, ta chọn động cơ K132M4. Bảng các thông số kỹ thuật của động cơ này.
5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:
a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:

Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 5
Kiểu động
cơ
Công suất
KW
Vận tốc
quay
(v/ph)
Cos
%

max
dn
T
T
K132M4 5,5 1445 0,86 86 2,0 5,9
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

Khi mở máy moomen tải không đợc vợt quá moomen khởi động của động cơ (T<T
k
)
nếu không động cơ sẽ không chạy.
T
mm
/T T
k
/T
Trong đó : T
mm
Momen cần mở máy của thiết bị cần dẫn động.

T
k
/T = 2,0 (theo bảng trên).
Theo sơ đồ gia tải ta có:

Vậy thỏa mãn điều kiện mở máy.
II. Phân phối tỉ số truyền:
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:

Trong đó: n
dc
số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph)
n
ct
- số vòng quay của trục công tác (v/ph)
Ta có:

Với: u
ng
tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp
u
h
tỉ số truyền của hộp giảm tốc u
h
= u
1
.u
2
u
1

, u
2
tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm
1. Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp:
Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp.
Kết hợp với bảng 2.4: Tỉ số truyền nên dùng [I] ta chọn:
u
ng
= u
d
= 35
chọn u
ng
= 3, suy ra u
h
= / u
ng
= 37,18 / 3 = 12,39.
2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
u
h
= u
1
.u
2
Với hộp giảm tốc nón trụ hai cấp, ta có u
1
= (70 80)% u
2
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 6

Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

Thay vào ta đợc: u
2
= 4,06 ;
Suy ra : u
1
= u
h
/u
2
= 12,39/3,05 = 3,05;
Vậy kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là :
Bộ truyền đai thang : u
d
= 3;
Bộ truyền bánh răng nón: u
1
= 3,05;
Bộ truyền bánh răng trụ: u
2
= 4,06;
III. Xác định các thông số trên các trục:
1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph):
- Tốc độ quay của trục động cơ: n
dc
= 1445
- Tốc độ quay của trục I:
- Tốc độ quay của trục II:
- Tốc độ quay của trục III:

2. Tính công suất trên các trục (KW) :
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

- Công suất danh nghĩa trên trục I:
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
(KW)
3. Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm):
- Mômen xoắn trên trục động cơ:
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục I:
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục II:
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục III:
(Nmm)
4. Lập bảng số liệu tính toán:
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 7
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

Thông
số Trục
Tốc độ quay
(v/ph)
Tỉ số truyền
Công suất
(KW)
Mômen xoắn

(Nmm)
Trục động cơ 1445 3 4,668 30850,795
Trục I 481,667
3,05
Trục II 157,92
4,06
Trục III 29,22 3,9668 1296472,96
PHN II: TNH TON THIT K CC CHI TIT TRUYN NG
I.Tính toán thiết kế các bộ truyền trong h p:
1. Chọn vật liệu cặp bánh răng nón và cặp bánh răng trụ:
- Do hp gim tc ta ang thit k có công sut trung bình, nên chn vt liu nhóm I
có cng HB < 350 ch to bánh rng.
- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ
rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.
( )
1 2
10 15H H HB
+ ữ
- Dựa vào bảng 6.1, [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn:
Cp bánh răng nón:
Loại Bánh Nhiệt luyện Độ rắn
Gii hn bn
b

(MPa)
Gii hn chy
ch

(MPa)
Bánh nhỏ

Thép 45 tôi
cải thiện
HB 241285
850 580
Bánh lớn
Thép 45 tôi
cải thiện
HB 192240
750 450
Cp bánh rng trụ:

Loi bánh Nhit luyn
Độ rắn
Gii hn bn
b

(MPa)
Gii hn chy
ch

(MPa)
Bánh nh
Thép 45 tôi
cải thiện
HB 192240
750 450
Bánh ln
Thép 45
thờng hóa
HB 170217

600 340
2. Xác định ứng suất cho phép:
Ưng suất tip xúc cho phép
[ ]
H

v ứng suất uốn cho phép xác nh theo các công
thc sau:
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 8
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

lim
[ ]
o
H
H R V XH HL
H
Z Z K K
S


=
(1)
lim
[ ]
o
F
F R S XF FC FL
F
Y Z K K K

S


=
(2)
Trong ú:
Z
R
Hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng làm việc.
Z
V
Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng.
K
XH
Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
Y
R
Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng.
Y
S
Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất .
K
XF
Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn.
Chn s bộ:
1
R V XH
Z Z K =
v
1

R S XF
Y Z K =
nên các công thức (1), (2) trở thành:
lim
[ ]
o
H
H HL
H
K
S


=
(3)
lim
[ ]
o
F
F FC FL
F
K K
S


=
(4)
Trong ó:

0

limH

v
0
limF

: lần lợt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kỳ cơ sở.
Giá trị cuả chúng đợc tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45
thờng hóa hay tôi cải thiện nên:
0
lim
2 70
H
HB

= +
(MPa)
0
lim
1,8
F
HB

=
(MPa)
Vy:
- Trong bộ truyền bánh răng nón:
Bánh nhỏ:
0

lim1 1
2 70 2.245 70 560
H
HB

= + = + =
(MPa)
0
lim1 1
1,8 1,8.245 441
F
HB

= = =
(MPa)
Bánh lớn:
0
lim2 2
2 70 2.230 70 530
H
HB

= + = + =
(MPa)
0
lim2 2
1,8 1,8.230 414
F
HB

= = =
(MPa)
K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hởng của việc đặt tải.
Vì hệ số dẫn động ta đang thiết kế, tải đợc đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)
K
FC
= 1
K
HL,FL
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng,
đợc xác định theo công thức sau:
H
HO
m
HL
HE
N
K
N
=
(5) ;
F
FO
m
FL
FE
N
K

N
=
(6)
Vi:
- m
H
, m
F
: bậc của đờng cong mỏi khi khử về tiếp xúc và uốn.
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 9
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên : m
H
= m
F
= 6
- N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng xuất cơ sở khi khử về tiếp xúc.
2,4
30
HO HB
N H
=
(H
HB
độ rắn Brinen)
- Bộ truyền bánh răng nón:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB

1
=245 ; bánh lớn HB
2
=230, khi đó:
N
HO1
= 30.245
2,4
= 1,63.10
7
N
HO2
= 30.230
2,4
= 1,39.10
7
- N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về uốn
Với tất cả các loại thép thì: N
FO
= 4.10
6
- N
HE
, N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tờng đơng.
Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh [I] thì:
N

HE
= N
FE
= N = 60.c.n.t

Với: c, n, t

lần lợt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong vòng 1
phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Ta có: c =1
- Trong bộ truyền bánh răng nón :
Bánh răng nhỏ có: n
1
= 481,667 (v/ph) nên:
Bánh răng lớn có: n
2
= 116,626 (v/ph) nên:
Vy:
- Bộ truyền bánh răng nón cấp nhanh có:
Lấy
1 1HE HO
N N
=
Vậy từ (5) K
HL1
= 1.
Lấy
1 1FE FO
N N
=

Vây từ (6) K
FL1
= 1.
Lấy
2 2HE HO
N N
=
Vây từ (5) K
HL2
= 1.
Lấy
2 2FE FO
N N
=
Vây từ (6) K
FL2
= 1.
S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với vật
liệu đã chọn thì: S
H
= 1,1; S
F
= 1,75
Từ đó ta xác định đợc sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.
- Bộ truyền bánh răng nón (cấp nhanh):
lim1

1 1
560
[ ] .1 509,09
1,1
o
H
H HL
H
K
S


= = =
(MPa)
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 10
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

lim1
1 1
441
[ ] .1.1 252
1,75
o
F
F FC FL
F
K K
S

= = =
(MPa)
lim2
2 2
530
[ ] .1 481,82
1,1
o
H
H HL
H
K
S


= = =
(MPa)
lim2
2 2
414
[ ] .1.1 236,57
1,75
o
F
F FC FL
F
K K
S

= = =
(MPa)
Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng nón răng thẳng. Dù bánh rằn nón răng
thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không phẳng, làm việc ổn hơn xong năng suất
chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số và lắp ráp.
Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[ ] [ ]
2
481,82
H H

= =
(MPa).
Vì
[ ] [ ]
1 2H H

>
.
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải là:
[ ]
2
ax
2,8 2,8.450 1260
H ch
m

= = =
(MPa)
ứng suất uốn cho phép khi quá tải là (vật liệu có HB<350) là:

[ ]
1 1
ax
0,8 0,8.580 464
F ch
m

= = =
(MPa)
[ ]
2 2
ax
0,8 0,8.450 360
F ch
m

= = =
(MPa)
3. Tính toán truyền động bánh răng nón răng thẳng (cấp nhanh):
a) Xác định chiều dài của nón ngoài (của nón chủ động, đ ợc xác định theo độ bền tiếp
xúc):
[ ]
1
2
3
2
1
.
1.
(1 ). . .

H
e R
be be H
T K
R K u
K K u


= +

(7)
Trong đó:
- K
R
= 0,5K
d
Hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng. Vì bộ phận truyền cấp nhanh là
truyền dộng bánh răng nón răng thẳng bằng thép nên: K
d
= 100 MPa
1/3
K
R
= 0,5K
d
= 0,5.100 MPa
1/3
= 50 MPa
1/3
-

H
K

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh
răng nón.
- K
be
Hệ số chiều rộng vành răng.
0,25 0,3
be
e
b
K
R
= =
Trong các bớc tính ở trên ta đã chọn K
be
= 0,3
Từ đó
Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu [I], trục lắp trơn ổ bi, độ rắn của
mặt răng HB < 350, loại răng là răng thẳng nên theo [I], bảng 6.21 Trị số của các hệ số
phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền bánh răng nón, ta có:
1,3
H
K

=
- T
1
Monmen xoắn trên trục chủ động. (Nmm)

Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 11
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

T
1
= 86175,968 (Nmm)
-
[ ]
H

- ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ]
481,82
H

=
(MPa)
Thay các đại lợng trên vào công thức (7), ta đợc:
b)Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc:
Khi xác định Modul và số răng cần chú ý:
-Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng phẳng tơng đơng với
bánh răng nón:
1 min
17
V
Z Z =
, trong đó:
Với bánh răng nón răng thẳng:
1
1

1
os
V
Z
Z
c

=
- Để răng đủ độ bền uốn, thì moodul vòng ngoài:
10
te
b
m

vi b = K
be
.R
e
Quan tâm tới 2 điểm vừa nêu, ta tiến hành chọn m và Z nh sau:
Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ):
Ta có:
[ ]
1
3
1
2
1
.
.
(1 ). . .

H
e d
be be H
T K
d K
K K u


=

(8)
Theo (7)
Kết hợp d
e1
= 82 mm với các dự kiện bánh răng nón răng thẳng và tỉ số truyền u = 3,05,
tra bảng 6.22, [I] ta đợc số răng Z
1p
= 17
Vì độ rắn mặt răng H
1
, H
2
< HB 350 Z
1
= 1,6.Z
1p
= 1,6.17 = 28
Xác định đờng kính trung bình d
m1
và đờng kính trung bình

Đờng kính trung bình: d
m1
= (1 - 0,5K
be
)d
e1
(9)
= (1 - 0,5.0,3).82 = 69,7 (mm)
Moodul trung bình :
1
1
m
tm
d
m
Z
=
(10)

Xác định moodul:
Modul vòng ngoài, bánh răng nón răng thẳng theo công thức (6.56), [I] ta có:
Từ bảng 6.8, [I]: Trị số tiêu chuẩn của modul, ta chọn m
te
theo giá trị tiêu chuẩn m
te
= 3
T m
te
= 3 ta tính lại m
tm

suy từ công thức trên và d
m1
suy từ công thức (10). Ta có:
m
tm
= (1 - 0,5.0,3).3 = 2,55 (mm)
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 12
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

Vy Z
1
= 24 rng.
Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia:
- Số răng bánh lớn : Z
2
= u
1
.Z
1
= 4,13.24 = 99,12. Lấy Z
2
= 99 răng.
Tỉ số truyền thực tế:
- Góc côn chia:
Theo bảng 6.20, [I], vi Z
1
= 24, ta chọn hệ số điều chỉnh:
x
1
= 0,35 ; x

2
= - 0,35
Chiều dài côn ngoài:

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng nón phải thỏa mãn điều kiện sau:
[ ]
2
1 1
2
1 1
2. 1
.
0,85. .
H
H M H H
m
T K u
Z Z Z
bd u


+
=
(11)
Trong đó:
- Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh răng nhỏ và bánh răng lớn đều làm bằng thép

nên chọn: Z
M
= 274 MPa
1/3
.
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của Z
H
đợc tra trong bảng 6.12, [I]
Tra bảng 6.12, [I] với x
1
+ x
2
= 0, góc nghiêng =
m
= 0 ta có Z
H
= 1,76
-
Z

:Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Vì ở đâ thiết kế bánh răng nón răng thẳng, nên theo công thức 6.59a [I], ta có:
4
3
Z

=
Với:


: Hệ số trùng khớp ngang, đợc tính theo công thức sau:
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 13
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG


- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
. .
H H H HV
K K K K

=
Trong đó:
+)
H
K

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
Theo phần trên
1,3
H
K

=
+)
H
K

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng nón răng thẳng:
1
H
K

=
+)
HV
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo
công thức 6.63, [I], ta có:
1
1
1
2
H m
HV
H H
v bd
K
T K K

= +

Trong đó:
( )
1 1
1
. 1
. . .
m
H H o
d u
v g v
u

+
=
Với: d
m1
đờng kính trung bình của bánh răng nón nhỏ
d
m1
= 69,7 (mm)
v vận tốc vòng bánh nón nhỏ
Theo bảng 6.13, [I], do v = 5,271 m/s < 8, nên ta chọn cấp chính xác là 7.
Cũng theo bảng 6.15, [I], ta có:
0,006
H

=
Theo bảng 6.16, [I], ta có g
o
= 47.

Trong đó: g
o
Hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng.

H

- Hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp.


- b: Chiều rộng vành răng:
b = K
be
.R
e
= 0,3. 152,8 = 45,84 (mm)


Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 14
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG



Thay các số liệu vừa tìm đợc vào công thức (11) ta có:

Xác định chính xác ứng xuất cho phép về tiếp xúc:
Theo các công thức (1) v (3) ta có:
[ ] [ ]
.
H H V R XH
cx

Z Z K

=
- Do vận tốc vòng: v = 5,271 m/s < 8 m/s Z
V
= 1
- Với cấp chính xác về mức chính xác là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhám: R
a
=
2,5 àm (tra bảng 21.3 II) Z
R
= 0,95.
- Ta có:
d
e2
= m
te
.Z
2
= 3.99 = 297 (mm)
os 1
te m
h c

= =
(mm)


Ta có d
ae2

< 700 mm K
XH
= 1.


Sự chênh lệch giữa
H

v
[ ]
H
cx

là:

Nh vậy
H

>
[ ]
H
cx

với chênh lệch không nhiều (<6%) nên có thể giữ nguyên các kết
quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức sau (suy từ 11):

Lấy b = 51 mm
Khi đó ứng suất sinh ra trên mặt răng bánh răng lúc này là:

Vậy <

Nên bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 15
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

ứng suất uốn sinh ra trên mi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi bánh
răng. Điều kiện bền uốn đợc viết nh sau:
[ ]
1 1
1 1
1
2
0,85.
F F
F F
tm m
T K Y Y Y
bm d


=
(12)
[ ]
2
2 1 2
1
F
F F F
F
Y

Y

=
(13)
Trong đó:
- b: chiều rộng vành răng (mm)
- m
tm
: mô dul trung bình (mm)
- d
m1
:đờng kính trung bình của bánh răng chủ động (mm)
-
Y

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Với răng thẳng
1Y

=
-
1F
Y
,
2F
Y
: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2.
Với bánh răng nón răng thẳng, thì số răng tơng đơng đợc tính theo các công thức sau
theo [I]:

Với x
1
= 0,35 v x
2
= - 0,35
Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 ta đợc: Y
F1
= 3,57; Y
F2
= 3,65
- K
F
: Hệ Số tải trọng khi tính về uốn:
. .
F F F FV
K K K K

=
Trong đó:
+)
F
K

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng không đều trên
chiều rộng vành răng.
Ta có:

Suy ra:

Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có
1,7
F
K

=
+)
F
K

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng nón răng thẳng:
1
F
K

=
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 16
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

+)
HV
K
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Ta
có:
1
1
1
2

F m
FV
F F
v bd
K
T K K

= +
Trong đó:
( )
1
. 1
. . .
m
F F o
d u
v g v
u

+
=
Vi: g
o
hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng.
Theo bảng 6.16, [I], ta có g
o
= 47

F

- hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp.
Theo bảng 6.15, [I], ta có
0,016
F

=
v = 5,271 m/s



Vậy:
-
Y

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với hệ số trùng khớp ngang:
1,73


=

1 1
0,58
1,73
Y



= = =
Ta thay các giá trị vừa tính đợc vào công thức (12) và (13) ta đợc:

Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn:
Từ các công thức (2) và (4) ta có:
[ ] [ ]
. . .
F F R S XF
cx
Y Y K

=

Trong đó: Y
R
= 1 (Theo tài liệu [I])
Y
S
= 1,08 0,0695ln(m) = 1,08 0,0695ln(1,7) = 1,04
K
XF
= 1 (Do d
ae2
= 228,6 mm < 400 mm)
[ ]
1
252
F

=
(MPa)

[ ]
2
236,57
F

=
(MPa)
Vậy:
[ ] [ ]
1 1
. . . 252.1.1,04.1 262,08
F F R S XF
cx
Y Y K

= = =
(MPa)
[ ] [ ]
2 2
. . . 236,57.1.1,04.1 246,03
F F R S XF
cx
Y Y K

= = =
(MPa)
Ta có: <
[ ]
1
262,08

F
cx

=
(MPa)
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 17
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG


<
[ ]
2
246,03
F
cx

=
(MPa)
Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (ví dụ : lực mở máy, hãm máy)Với hệ số
quá tải K
qt
= T
max
/T, trong đó: T là momen xoắn danh nghĩa, T
max
là momen xoắn quá tải. Vì
vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực
đại.

Ta có: K
qt
= K
b

= 1,5
Để tránh biến dạng d hoặc dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
maxH

không đợc
vợt quá một giá trị cho phép :
[ ]
max
max
H H qt H
K

=
(14)
Ta có :
Mà:
[ ]
max
1260
H

=
(MPa) nên điều kiện (14) đợc thỏa mãn.
Đồng thời để đề phồng biến đạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất
uốn cực đại

maxF

tại mặt lợn chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép:
[ ]
max
max
F F qt F
K

=
(15)
Ta có:

Mà:
[ ]
1
max
464
F

=
(MPa)
[ ]
2
max
360
F

=
(MPa)

[ ]
1max 1
ax
F F
m

<
v
[ ]
2max 2
ax
F F
m

<
Vậy các điều kiện (14) và (15) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn các
yêu cầu về quá tải.
f) Các thông số và kích th ớc bộ truyền bánh răng nón :
Chiều dài nón ngoài R
e
= 152,8 mm
Moodul vòng ngoài m
te
= 3 mm
Chiều rộng vành răng b = 51 mm
Tỉ số truyền u = 3,05
Góc nghiêng của răng = 0
Số răng bánh răng Z
1
= 24 Z

2
= 99
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x
1
= 0,35 x
2
= - 0,35
Theo các công thức trong bảng 6.19, [I] ta tính đợc:
Đờng kính chia ngoài d
e1
= 72 mm
d
e2
= 297 mm
Đờng kính trung bình d
m1
= 69,7 mm
d
m2
= 252,45 mm
Góc côn chia
1
= 13,62
0

2
= 76,38
0
Chiều cao răng ngoài h
e

= 6,6 mm
Chiều cao đầu răng ngoài h
ae1
= 4,05 mm
h
ae2
= 1,95 mm
Chiều cao chân răng ngoài h
fe1
= 2,55 mm
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 18
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

h
fe2
= 4,65 mm
Đờng kính đỉnh răng ngoài d
ae1
= 89,87 mm
d
ae2
= 297,917 mm
4. Tính toán bộ truyền động bánh răng trụ răng thẳng:( cấp chậm):
a) Xác định ứng suất tiếp xúc [


H
] và ứng suất uấn [

f
] cho phép:
[ ]
( )
xHLVRHlimHH
K.K.Z.Z.S=
.
Trong đó: - S
H
là hệ số an toàn.
- Z
R
là hệ số xét đén ảnh hởng của độ nhám bề mặt.
- Z
V
là hệ số xét đén ảnh hởng của vận tốc vòng.
- Z
L
là hệ số xét đén ảnh hởng của bôi trơn.
- K
xH
là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
V
.K
L
K
xH

= 1 nên ta có
[ ]
HlimHH
S/=
Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N
HE
đợc xác định nh sau:
HL
o
limHlimH
K.=
.
Trong đó: -


limH
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- K
HL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có công
thức xác định


limH
và S
H
nh sau:

limH
= 2.HB + 70 (MPa) còn S
H
= 1,1.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:
- Trong bộ truyền bánh răng trụ:
Bánh nhỏ:
0
lim3 3
2 70 2.215 70 500
H
HB

= + = + =
(MPa)
0
lim3 3
1,8 1,8.215 387
F
HB

= = =
(MPa)
Bánh lớn:
0
lim4 4
2 70 2.200 70 470
H
HB

= + = + =
(MPa)
0
lim4 4
1,8 1,8.200 360
F
HB

= = =
(MPa)
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
K
HL
=
6
HEHO
NN

Số chu kỳ cơ sở N
HO
đợc xác định bởi công thức nh sau: N
HO
= 30.HB
2,4
.
- Bộ truyền bánh răng trụ:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB
3
= 215 ; bánh lớn HB
4

= 200, khi đó:
N
HO3
= 30.215
2,4
= 1,19.10
7
N
HO4
= 30.200
2,4
= 0,99.10
7
- N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về uốn
Với tất cả các loại thép thì: N
FO
= 4.10
6
- N
HE
, N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tờng đơng.
Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh [I] thì:
N
HE
= N
FE

= N = 60.c.n.t

Với: c, n, t

lần lợt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong vòng 1
phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Ta có: c =1
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 19
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

- Trong bộ truyền bánh răng trụ có:
Bánh răng nhỏ có: n
3
= 116,626 (v/ph) nên:
Bánh răng lớn có: n
4
= 37,865 (v/ph) nên:
- Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm có:
Lấy
3 3HE HO
N N
=
Vây từ (5) K
HL3
= 1.
Lấy
3 3FE FO
N N
=
Vây từ (6) K

FL3
= 1.
Lấy
4 4HE HO
N N
=
Vây từ (5) K
HL4
= 1.
Lấy
4 4FE FO
N N
=
Vây từ (6) K
FL4
= 1.
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
lim3
3 3
500
[ ] .1 454,55
1,1
o
H
H HL
H
K
S

= = =
(MPa)
lim3
3 3
387
[ ] .1.1 221,14
1,75
o
F
F FC FL
F
K K
S


= = =
(MPa)
lim4
4 4
470
[ ] .1 427,27
1,1
o
H
H HL
H
K
S

= = =
(MPa)

lim4
4 4
360
[ ] .1.1 205,71
1,75
o
F
F FC FL
F
K K
S


= = =
(MPa)
Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định
nh sau:
.
b) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a


của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng
thép ăn khớp ngoài nh sau:
a

1

49,5 (u
2
+ 1)
[ ]
3
a1
2
H
HvH1
.u.
K.K.T


Trong đó: - T
2
là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)
-
d
= b

/d

1
= 0,5.
a
.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng.
- K
H

là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc.
- K
Hv
là hệ số kể ảnh hởng của tải trọng động.
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 20
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

- u
3
là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
ở đây ta đã có:
- T
3
= 338253,391 (N.mm); u
3
= U
ch
=4,06 ;
a
=0,25 và [] = 427,27 (MPa)
-
d
= 0,5.
a
.(u+1) = 0,5.0,25.(4,06+1) = 0,51 Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định đợc K
H

= 1,03 (Sơ đồ 6).
- Chọn sơ bộ K

Hv
= 1.
Thay số vào công thức ta sẽ xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục a

1
:
Vậy ta chọn sơ bộ a

1
= 230 (mm).
c ) Xác định các thông số ăn khớp :
Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a

1
= (0,01 ữ 0,02).230 = 2,3 ữ 4,6.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm.
*Số răng trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn lần lợt là Z
3
và Z
4
ta có :
Chọn Z
3
= 39 răng.
Z
4
= U
3
Z

3
= 3,08.39 = 121 (răng).
Vậy Z
t
= Z
3
+ Z
4
= 39 + 121 = 160 ;
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện
H
[
H
] = 427,27 MPa.
Do
H
=
nh
nhH1
1
HM
U.b
)1U.(K.T.2
d
ZZ.Z


+
;

Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b

: Chiều rộng vành răng.
- d

3
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Ta đã biết đ ợc các thông số nh sau:
- T
3
= 338253,391 (N.mm).
- b


=
a
. a

= 0,25.230 = 58,5 mm ;
- U
nh
= 4,06 và d

3
= m.Z
3
= 3.39 = 117 (mm).
- Z
M
= 274 Mpa
1/3
vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1: Tính toán ).
- Z
H
= 1,76
- Z

= 0,88
Vì hệ số trùng khớp

Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 21
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

- Hệ số K
H
đợc xác định bởi công thức: K

H
= K
H

.K
HV
.
Do
bd
= 0,51 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí) ta có K
H

= 1,03 (Sơ đồ 6).
Vận tốc bánh dẫn:

v = 0,714 (m/s) < 2 m/s
Theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn ) ta có cấp chính xác động
học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
H
= 0,004.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g
o
= 73.
K
H
= K
H

.K
HV
= 1,03.1 = 1,03.
Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh sau:
Tính chính xác: ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 0,714 m/s Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9 và chọn mức
chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là R
a
= 10ữ40 àm Z
R
= 0,9 với d
a
<
700mm K
xH
= 1. Vậy [
H
] = 427,27.1.0,9.1 = 384,543 MPa.

Do
H
= 360,19 < [
H
] =384,543 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
Khi đó khoảng cách trục thực tế a

1
= 3.Z
t
/2 = 3.(39+121)/2 = 240 (mm).
* ở đây ta phải tiến hành thêm quá trình dịch bánh răng để tăng khoảng cách trục từ a

1
=
240(mm) xuống a

2
= 237 (mm) mà vẫn bảo đảm qúa trình ăn khớp.
- Hệ số dịch chỉnh tâm: y = a

2
/m 0,5.( Z
1
+Z
2
) = 237/3 0,5.(39+121) = -2.
- Ta lại có k
y
= 1000.y/Z

t
= 1000.2/(39+121) = 12,5.
- Theo bảng 6.10a (Trang 101-Tập1: Tính toán ) ta có k
x
= 1,1.
- Vậy hệ số giảm đỉnh răng: y = k
x
.Z
t
/1000 = 1,1. 160/1000 = 0,176
- Khi đó tổng hệ số dịch chỉnh: x
t
= y + y = 2 + 0,176 = 2,176.
- Hệ số dịch chỉnh trên bánh 1 đợc xác định nh sau:
x
1
= 0,5.[x
t
- (Z
2
- Z
1
).y/Z
t
] =0,5.[2,176-(121-39).2/160] = 0,5755.
- Hệ số dịch chỉnh trên bánh 2 đợc xác định nh sau:
x
2
= x
t

- x
1
= 2,176 0,5755 = 1,6005.
- Khi đó góc ăn khớp đợc xác định nh sau:
cos
t

= Z
t
.m.cos/(2. a

2
) = 160.3.cos20
0
/(2.240) = 0.9396
t

= 20
o
e) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc tránh bị gãy răng thì ứng suất uốn tác
dụng lên bánh răng
F
phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uốn cho phép [
F
] hay:
F
[
F
].

Do
m.d.b
Y.K.T.2
1
1FF1
1F

=

F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
Trong đó : - T
1
: Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn. K
F
= K
F

.K
F

K
Fv
.
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 22
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

- K
F

: Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng răng.
- K
Fv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
- K
F

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng.
- Y
F
: Hệ số dạng răng.
- b

: Chiều rộng vành răng.
- d

1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
- m : Môdum của bánh răng.
Do Z
3

= 39 Y
F3
=3,7
Z
4
= 121 Y
F3
=3,6
Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ).
Còn


Vận tốc bánh dẫn:
v = 0,714 < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn ) ta có
cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
F
= 0,011.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g
o
= 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) K
F

= 1,11.
Do đây là bánh răng thẳng lên K
F


=1.

K
F
= K
F

.K
F


K
Fv
= 1,11.1,08.1 = 1,2.
Vậy ta có:


F4
=
F3
. Y
F4
/ Y
F3
= 93,6.3,6/3,7= 91,07 (MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc khi làm việc xác định nh sau.
[
F3
]= [
F3
].Y
S

.Y
xF
.Y
R
và [
F4
]= [
F4
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
.
Với m = 3 mm Y
S
= 1,08 0,0695.Ln(3) 1. Còn Y
R
= 1 và K
xF
= 1:
[
F1
] = [
F1
].1.1.1 = 221,14 MPa.
[
F2
] = [

F2
].1.1.1 = 205,71 MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uốn vì :


f) Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momen xoắn tăng đột
ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 23
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax
và ứng suất uốn cực đại
F3max
luôn luôn
phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F3
]
max
.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [

F3
]
max
đợc xác định nh sau:
[ ]
[ ]



=
=
ch
max
F
ch
max
H
.8,0
.8,2
.
Vậy suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
của mỗi bánh răng xác định nh sau:
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:

=
=
qtFmaxF
qtHmaxH
K.
K.
(*)
Ta có hệ số quá tải K
qt
= T
max
/ T = 1,25.
Thay số vào công thức (*) ta có:
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng bộ
truyền cấp nhanh làm an toàn.
g) Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Khoảng cách trục: a


= 230 mm.
- Môđun bánh răng: m = 3 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b
3
= b
4

= 58,5 mm.
- Số răng bánh răng: Z
3
= 39 và Z
4
= 121 răng.
- Đờng kính chia : d
3
= m. Z
3
= 3.39 = 117 mm;
d
4
= m.Z
4
= 3.121 = 363 mm;
- Đờng kính đỉnh răng: d
a3
= d
3
+ 2(1+ x
3
-y).m = 119,799 mm.
d
a4
= d
4
+ 2(1+ x
4
-y).m = 363,931 mm.

- Đờng kính đáy răng : d
f3
= d
3
- (2,5-2.x
3
).m = 110,651 mm.
d
f4
= d
4
- (2,5-2.x
4
).m = 354,701 mm
- Đờng kính cơ sở : d
b3
= d
3
. cos = 117. cos 20

= 109,94 mm;
d
b4
= d
4
. cos = 363. cos 20

= 341,108 mm
- Góc prôfin răng gốc: = 20
0

.
- Góc ăn khớp :
t

= 20


.
- Bánh răng có sự dịch chỉnh: x
3
= 0,5755 còn x
4
= 1,6005.
II. Kiểm tra điều kiện bôi trơn :
1.Kiểm tra điều kiện bôi trơn :
Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt, và
đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp.
Lấy chiều sâu ngâm dầu là 1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm:
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 24
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

Do đáy của hộp giảm tốc cánh chân răng của bánh răng bị động một lợng là 30 mm. Vậy
chiều cao của lớp dầu cần phải có trong hộp giảm tốc là 75,98 mm.
Vậy điều kiện đợc thỏa mãn.
Dầu bôi trơn hộp giảm tốc :
Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45 bôi trơn theo phơng pháp lu thông.
PHN III: TNH TON THIT K B TRUYN AI THANG
Ta cú cụng sut ca ng c l: 3,967 (KW)
n
1

: trc dn = 1445 (vg/ph)
n
2
: trc b dn = 481,667 (vg/ph)
Chn loi ai theo hỡnh 4.13/trang 59, chn ai thang thng tit din .
1. Thụng s ai nh sau:
Kớ hiu ai:
Kớch thc ai (b.h)(mm): 17.10,5
Din tớch F(mm
2
): 138
b
t
= 14 (mm).
y
0
= 4 (mm).
2. nh ng kớnh bỏnh ai nh (d
1
):
ng kớnh bỏnh ai nh d
1
(mm): 240
Kim nghim vn tc ca ai:
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 25