Đồ án chi tiết máy (BKHCM): Hộp giảm tốc 2 cấp, bánh răng đồng trục (THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN)

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page 1



BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY









Đ N MƠN HC
CHI TIT MY

Đề 4: THIT K H THNG DN ĐNG THNG TRN






GVHD : Thầy Trần Quốc Hùng

SVTH : Nguyn Quốc Trung










Thnh ph HCM, thng 4 năm 2013

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page 2



*Số liệu ban đầu: (Phương n 37)
-Công suất trên thùng trộn : 4,5 KW
-Số vòng quay trện trục thùng trộn :v = 40 (vòng/phút)
-Thời gian phục vụ : 3 (năm)
- Số ngày làm/ năm : 280 ngày
- Số ca làm vic/ngày: 1 ca
-t
1
= 12 (giây) -T
1

= T
-t
2
= 12 (giây) -T
2
= 0.8T
*Sơ đồ động hệ dẫn động băng tải:

t
2

t
1


Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page 3



1. Chọn động cơ điện, phân phi tỉ s truyền:
1.1 Hiệu suất hệ thng:
Hiu suất chung của h thống:
η
∑
= η
k
. η

br
2
. η
x
. η
ol
3

Trong đó:
η
k
= 0,99 : Hiu suất khớp nối trục đàn hồi
η
br
= 0,98 : Hiu suất bộ truyền bnh răng trụ
η
x
= 0,97 : Hiu suất bộ truyền xích
η
ol
= 0,995 : Hiu suất ổ lăn
(Các số liu trên được tra theo bảng 2.3 tài liu [1])
Ta được: η
∑
= 0,99 . 0,98
2
. 0,97 . 0,995
3
= 0,91

1.2 Công suất đẳng trị của động cơ:
-Công suất tính toán:














 









 









  





  

-Công suất cần thiết trên trục động cơ: 













Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen

Page 4



1.3 Xc định s vòng quay sơ bộ:
Số vòng quay của trục công tác: 40 vòng/phút
Tỉ số truyền:
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc bnh răng trụ 2 cấp: u
h
= 12
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của bộ truyền xích: u
x
= 3
 Tỉ số truyền chung sơ bộ là: u
ch
= u
h
. u
x
= 12 . 3 = 36
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ

n
sb
= n
ct
. u
ch
= 40 . 36 = 1440 vòng/phút

1.4 Chọn động cơ điện:
Dựa vào bảng P1.3 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” – Trịnh Chất, Lê Văn
Uyển ta chọn động cơ Dk.51 - 4 có các thông số.
Kiểu động cơ
Công
suất (kW)
Vận tốc quay
(vg/ph)
Cosφ
K
dn
T
T

max
dn
T
T

Khối lượng (kg)

Dk.51 - 4
4,5
1440
0,85
1,4
2
84

1.5 Phân phi tỉ s truyền:
Tỉ số truyền của h thống dẫn động: 










Ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bnh răng trụ 2 cấp: u
h
= 12
Suy ra: tỉ số truyền của bộ truyền xích : 












Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen

Page 5



1.6 Công suất, s vòng quay,momen xoắn:
Công suất:























































S vòng quay:













































Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page 6



Momen xoắn:



































































Bảng đặc tính:

Động cơ
Trục I
Trục II
Trục III
Trục công tác
Tỉ số truyền
1




3
Số vòng quay
1440
1440
415,7
120
40
Công suất
4,95
4,9
4,78
4,66
4,5
Moment
xoắn(N.mm)
32828
32497
109812
370858

1074375


Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page 7



2. Thiết kế bộ truyền xích:

2.1. Chọn xích tải:
Do dùng cho máy trộn có công suất nhỏ vận tốc không cao nên chọn :
=> Xích con lăn 1 dãy.
2.2. Xác đònh các thông số của xích và bộ truyền xích:
2.2.1. Chọn số răng đóa xích:
Với u
x
= 3
Số răng đóa nhỏ : Z
1
= 29 – 2.u

19

Z
1
= 29 – 2.3 = 23 chọn Z
1

= 23


Số răng đóa lớn: Z
2
= u
x
.Z
1
= 3.23 =69

2.2.2. Xác đònh bước xích:
Công suất tính toán:
 
P
k
kkkP
P
d
zn
t



Trong đó:
k
z
= Z
01
/Z

1
= 25/Z
1
= 1,09 hệ số răng đóa xích

k
n
= n
01
/n
1
hệ số vòng quay.
n
01
= 200 (vòng/phút) chọn theo bảng 5.5[1]
n
1
= n
III
=120(vòng/phút)

k
n
= 200/120 = 1,67

k = k
0
.k
a
.k

đc
.k
bt
. k
r
.k
lv
,tra bảng 5.6[1] ta được:
k
o
= 1 đường nối hai tâm đóa xích nằm ngang
k
a
= 1 hệ số khoảng cách trục a= (30 . . . 50).p
k
dc
= 1 vò trí được điều chỉnh bằng một trong các đóa xích.
k
r
= 1,2 tải trọng va đập.
k
lv
= 1 thùng trộn làm việc một ca.
k
bt
= 1,3 môi trường làm việc có bụi,bôi trơn đạt yêu cầu.


k = 1.1.1.1,2.1.1,3 = 1,56

k
x
hệ số phân bố không đều tải trọng,số dãy xích là 1thì k
x
= 1

P = P
III
= 4,66 (kW) công suất cần truyền.
Công suất tính toán: P
t
= 4,66.1,56.1,67.1,09/1 =13,23 kW
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page 8



Tra bảng 5.5[1] với n
01
= 200 (vòng/phút) chọn bộ truyền xích 1 dãy có
bước xích p = 31,75 (mm) thoả điều kiện bền mòn P
t
<
 
P
= 19,3 kW

2.2.3. Chiều rộng xích răng:

Tra bảng 5.5[1]- B = 27,46mm

2.2.4. Khoảng cách trục và số mắt xích:
Khoảng cách trục: a = (30 . . . 50).p
Chọn a = 30.p = 30.31,75 = 952,5 mm
Số mắt xích:
pZZ
a
ZZ
p
a
x .).(
4
1
).(
2
1.2
2
12
2
21



   
2
2
2.952,5 1 1
. 23 69 69 23 .31,75
31,75 2 4. .952,5

x

     
=107,79

Lấy số mắt xích chẵn x
c
= 108 ,tính khoảng cách trục a
*
:
a
*
= 0,25.p.
   
 
 
 







2
12
2
1212
/.2.5,0.5,0


ZZZZxZZx
cc

     
22
*
0,25.31,75. 108 0,5. 23 69 108 0,5. 23 69 2. 69 23 /a


        
   
   


*
a
= 956 mm

Để xích không chòu lực căng quá lớn,cần giảm bớt khoảng cách trục a:

a = (0,002 . . . 0,004).a = 3 mm
Do vậy: a = a
*
-

a = 953 mm

Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây: i= z
1
.n

1
/(15.x)


 
i


Trong đó:
 
i
số lần va đập cho phép,tra bảng 5.9[1] ta có
 
i
= 25 1/s
i = 23.120/(15.108) = 1,7/s <
 
i


2.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
2.3.1. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn:
S = Q/(k
đ
.F
t
+ F
0
+F
v

)


 
S

Trong đó:
Q tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2[1]:Q = 88,5 kN
Khối lượng 1 mét xích: q
1
=3,8 kg

k
đ
= 1,2 hệ số tải trọng ứng chế độ làm việc va đập nhẹ
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page 9



v = Z
1
.p.n
1
/60000 = Z
1
.p.n
III

/60000 = 23.31,75.120/60000 = 1,46 m/s
F
t
= 1000.P/(k
d
.v) =1000.P
III
/(k
d
.v) =1000.4,66/1,2.1,46 = 2659,82 N
F
0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81. 6. 3,8. 953.10
-3
=213,16 N
(k
f
= 6 bộ truyền nằm ngang)

F
v
= q.v
2
= 3,8. 1,46
2
= 8,1

Do đó: S = 88,5.10

3
/(1,2. 2659,82 + 213,16 + 8,1) = 26
Tra bảng 5.10[1]với n = 200 vòng/phút thì
 
S
= 8,5
Vậy S >
 
S
nên bộ truyền xích bảo đảm đủ bền.

2.3.2. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đóa xích:
 
HdvdđtrH
kAEFKFk

 )./() (.47,0
1


Trong đó:
 
H

ứng suất tiếp xúc cho phép,tra bảng 5.11[1]
 
H

= 600 Mpa

E = 2,1.10
5
Mpa
k
d
=1 dùng cho xích 1 dãy,hệ số tải trọng không đều.
Z
1
= 23

k
r
= 0,444
F
vđ
:lực va đập trên 1 dãy xích
F
vđ
= 13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.120.31,75
3
.1= 5 (m=1)
K

đ
= 1,2


1H

5
0,47. 0,444.(2659,82.1,2 5).2,1.10 / (262.1)

1H


= 501,31 Mpa

Và
1
H

=
2H


Chọn thép 45 tôi cải thiện có ứng suất tiếp cho phép
 
H

= 600 MPa
và đạt độ rắn HB210,bảo đảm độ bền tiếp xúc cho răng hai đóa.

2.4. Các thông số của đóa xích và lực tác dụng lên trục:

2.4.1. Đường kính đóa xích:
Đường kính vòng chia của đóa xích được xác đònh:
d
1
= p/sin(

/Z
1
) =31,75/sin(180/23) = 233,17 mm
d
2
= p/sin(

/Z
2
) = 31,75/sin(180/69) = 697,58 mm
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
10




da
1
= p.(0,5 + cotg(180/Z
1
)) = 31,75.(0,5 + cotg(180/23)) = 246,87 mm

da
2
= p.(0,5 + cotg(180/Z
2
)) = 31,75.(0,5 + cotg(180/69)) = 712,73 mm

2.4.2. Lực tác dụng lên trục:
F
R
= k
x
.F
t
= 6.10
7
.k
x
.P/Z.p.n
k
x
=1,15 hệ số trọng lượng xích khi nghiêng 1 góc < 40
0

F
t
lực vòng

F
R
= 1,15.2659,82 = 3059 N

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
11



3. Thiết kế bánh răng
3.1. Chọn vật liệu:
Từ các thông số ban đầu thống nhất hai cấp bánh răng chọn cùng vật liệu:
Bánh răng nhỏ: Thép 45tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọn HB260),tra
bảng 6.1[1] ta có б
b1
= 850MPa, б
ch1
= 580MPa.
Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọn HB250),tra
bảng 6.1[1]ta có б
b2
= 850MPa, б
ch2
= 580MPa.

3.2 Xác đònh ứng suất cho phép:
Xác đònh ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:
[б
H

] = (б
0
Hlim
/ S
H
).Z
R
.Z
V
.K
XH
.K
HL

[б
F
] = (б
0
Flim
/ S
F
).Y
R
.Y
S
.K
XF
.K
FC
.K

FL

Trong đó:Sơ bộ chọn Z
R
.Z
V
.K
XH
=1
Y
R
.Y
S
.K
XF
=1
б
0
Hlim
ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở.
б
0
Flim
ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở.
Tra bảng 6.2 [1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350
б
0
HLim
= 2HB + 70(Mpa) S
H

=1,1
б
0
Flim
=1,8.HB(Mpa) S
F
=1,75
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Bánh răng nhỏ: б
0
HLim1
= 2.260+70 = 590 MPa.
б
0
FLim1
= 1,8.260 = 468 MPa.
Bánh răng lớn: б
0
HLim2
= 2.250 + 70 = 570 MPa.
б
0
FLim2
= 1,8.250= 450 Mpa.
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:N
HO
=30.
4.2
HB
H

N
HO1
=30.(260)
2.4
=18,75.10
6

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
12



N
HO2
=30.(250)
2.4
=17,07.10
6

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất uốn:
N
FO2
=N
FO1
=4.10
6

Số chu kỳ thay đổi khi thử ứng suất tương đương:
N
HE
=

60 cnt

= 60.c.









ii
i
tn
T
T

3
max

N
FE
= 60 cnt


= 60.c.









ii
m
i
Tn
T
T
F

max

m
F
:bậc đường cong mỏi khi thử về uốn,m
F
=6 khi HB < 350
c:số lần tiếp xúc trong một vòng quay,c = 1
n:số vòng quay trong một phút.
t
 :

tổng số thời gian làm việc, t

= 3.280.1.8 = 6720 giờ (làm việc 1ca)
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 2 bánh:
N
HE
= 60.c.(n
1
/u
1
).

i
t
.









i
i
t
T
T
.

3
max


N
HE

2
= 60.1.(1440/
12
).6720.(1
3
.12/24 + 0,8
3
.12/24) =126,7.10
6

Ta có:N
HE

2
> N
HO2
do đó: K
HL2
=1
Suy ra: N
HE1
> N
HO1

do đó K
HL1
=1
Theo (6.1a) [1], sơ bộ ta xác đònh được:
[б
H
] = б
0
Hlim
.K
HL
/S
H.
[б
H1
]

= б
0
Hlim1
.K
HL1
/S
H
= 590.1/1,1 = 536,36 MPa
[б
H2
]

= б

0
Hlim2
.K
HL2
/S
H
= 570.1/1,1 = 518,18 MPa
=>bánh răngï trụ răng nghiêng:[б
H
] =
2
1
.([б
H
]
1
+ [б
H
]
2
) =527,27 Mpa
N
FE2
= 60.c.( n
1
/u
1).

i
t

.
6
max
.
i
i
T
t
T






N
FE2
= 60.1.(1440/
12
).6720.(1
6
.12/24 + 0,8
6
.12/24) = 259,09.10
6

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page

13



Ta có:N
FE

2
> N
FO2
do đó K
FL2
=1
Suy ra: N
FE1
> N
FO1
do đó K
FL1
=1

Theo (6.2a) [1], sơ bộ ta xc định được:[б
F
]= б
0
Flim
.K
Fc
.K
FL

/S
F

Với bộ truyền quay một chiều K
FC
=1
[б
F1
] = 468.1.1/1,75 = 294,17 MPa
[б
F2
] = 450.1.1/1,75 = 282,85 MPa
Ứng suất quá tải cho phép:[б
H
]
MAX
=2,8.б

ch2
= 2,8.450 = 1260 MPa
[б
F1
]
MAX
=0,8.б

ch1
= 0,8.580 = 464 MPa
[б
F2

]
MAX
=0,8.б

ch2
=0,8.580 = 464 MPa
3.3. Tính toán cấp chậm:
3.3.1. Xác đònh sơ bộ khoảng cách trục:
a
w2
=K
a.
(u
2

1)
3
2
2
2
][
.
baH
H
u
KT



(+): ứng với tiếp xúc ngoài

(-): Ứng với tiếp xúc trong
Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài: a
w2
= K
a.
(u
2
+1)
3
2
2
2
][
.
baH
H
u
KT



T
2
: mômen xoắn trên trục chủ động T
2
= 109812 Nmm
Tra bảng 6.5[1]=>K
a
= 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liêụ của cặp bánh răng và
loại răng.

Tra bảng 6.6[1]=> Ψ

ba
= 0,2
Ψ

bd
= 0,53.Ψ
ba
.(u
1
+ 1) = 0,5.0,2.(
12
+ 1) = 0,45
Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được K
Hβ
= 1,03 : hệ số kể đến sự phân bố
không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
14



 a
w2
=43.(
12

+ 1).
3
2
109812.1,03
527,27 . 12.0,2
= 160,744 mm.
Chọn a
w2
= 200 mm để đảm bảo ứng suất uốn cho phép

3.3.2. Xác đònh thông số ăn khớp:
Theo (6.17) [1], chọn m = (0,01…0,02)a
w2
= (0,01…0,02).200 = 2…4 mm
Theo bảng 6.8[1] chọn m = 3 mm.
Ta có:  = 8 … 20
0


)1.(
20cos 2
)1.(
8cos 2
0
1
0


 um
a

z
um
a
WW

1
28,07 29,58z  
chọn z
1
= 29 răng

z
2
= 29.

 = 100,46 . Lấy z
2
= 100 răng

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:u
m
= z
2
/z
1
=100/29 = 3,45
cos = m.(z
1
+ z
2

)/(2a
W
) = 3.129/(2.200) = 0,9675
  = 14,65
0

3.3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền .Ở
đây yêu cầu với độ ổn đònh và đôï chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng
đến khả năng làm việt của bộ truyền.Nhờ vâïy mà ta có thể thay một vài thông số
nếu cần thiết.
ng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:б
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
2
12
2

)1.(.2
wmw
mH
dub
uKT 

Trong đó:

Z
M
:hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1] => Z
M
= 274 Mpa
1/3


Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
15



Z
H
:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Z
H
=
tw
b


2sin
cos.2

Z
ε
:Hệ số trùng khớp của bánh răng.

b

:góc nghiêng:tg
b

= cos
t

.tg

,theo TCVN 1065-71 chọn

= 20
0

t

=
t

w
= arctg(tg

/cos

) = 20,62

0
góc ăn khớp
=> tg
b

= cos
t

.tg

= cos20,62
0
.tg14,65
0
= 0,2447=>
b

= 13,75
0

Do đó:Z
H
=
0
0
2.cos14,65
sin(2.20,62 )
= 1,71
Z
ε

=


1
=
1
1,07
= 0,97
Trong đó:


:hệ số trùng khớp dọc với


= b
w
.sin

/(

.m)
b
w
=
ba

.a
w
= 0,2.200 = 40
=>



= 40.sin14,65
0
/(3.

) =1,07
Hệ số ăn khớp ngang:


= [1,88 – 3,2.(
1
1
z
+
2
1
z
)].cos


=>


= [1,88 – 3,2.(
11
29 100

)].cos14,65
0

=1,68
Hệ số dòch chỉnh: x
1
= x
2
= 0
Đường kính vòng lăn bánh: d
w1
= 2.a
w2
/(u
m
+1) = 2.200/(3,45+1) = 89,89 mm
Vận tốc vòng:v =
60000

1 IIw
nd

=
.89,89.415,7
60000

= 1,96 m/s
Tra bảng 6.13[1],cấp chính xác 9 vì bánh răng trụ nghiêng v< 4 m/s.Tra bảng
6.14[1] chọn

H
K

= 1,13
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
16





H
=

H
.g
0
.v.
M
w
u
a


H
hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1]

H
= 0,002
Hệ số sai lệch các bước răng bánh 1 và 2:Tra bảng 6.16[1] =>g

0
= 73.
=>

H
= 0,002.73.1,96.
200
3,45
= 2,18
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc:tra bảng 6.7[1]=>

H
K
=1,03
Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:K
HV
=1+


HH
wwH
KKT
db
2

2
11

=> K

HV
= 1 +
2,18.40.89,89
2.109812.1,03.1,13
= 1,03
Hệä số khi tính tải trọng tiếp xúc:K
H
=

HHVH
KKK
= 1,03.1,03.1,13 = 1,2
ng suất tiếp xúc:
H

= Z
M
.Z
H
. Z
ε
.
22
2
11
2. . .( 1)
( . . )
H
w m w
T K u

b u d


[
H

]
=>
H

= 274.1,71.0,97.
2
2.109812.1,2.(3,45 1)
40.3,45.89,89

= 425,5Mpa
Xác đònh ứng suất tiếp xúc cho phép:[
'
H

] =
 
H

.Z
V
.Z
R
.K
xH

Với v = 1,96 m/s cấp chính xác động học là 9,cấp chính xác tiếp xúc là 8,chọn
R
a
= 2.5 độ nhám của bề mặt làm việc,ta có hệ số ảnh hưởng đếùn bề mặt làm
việc Z
R
=0,95 và d
a
< 700 mm nên K
xH
= 1
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
17



Khi HB < 350 thì Z
v
= 0,85.v
0,1
= 0,85.1,96
0,1
= 0,9:hệ số ảnh hưởng đến vận tốc
vòng.
 [
'

H

] = 527,27.0,9.0,95.1 = 450,8 MPa
So sánh: [
'
H

] >
H

,do đó thoã mãn độ bền tiếp xúc.
3.3.4. Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Để đảm bảo uốn cho răng.Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một
giá trò cho phép.
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
1
12
1




[
F1

]

F2
=
1
21
.
F
FF
Y
Y


[
F2
]
Trong đó:
Y

:hệ số trùng khớp của răng:Y

= 1/

= 1/1,68 = 0,6
Y

:hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y

=1 -


0
/140 = 0,9
K
F
=K
FB
.K
F
.K
Fv
hệ số tải trọng khi tính uốn.

K
FB:
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,tra
bảng 6.7[1]:K
FB
= 1,06
K
F
:hệ số sự ïphân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng,K
F
=1,37
K
Fv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp
K
Fv
=1+



FF
WWF
KKT
db
2

1
1

Với 
F
=
F.
g
o.
v.
u
a
w

Bảng 6.15[1]: 
F
= 0,006và bảng 6.16[1]: g
o
= 73
 
F
= 0,006.73.1,96.
200

3,45
= 6,54
 K
Fv
= 1 +
6,54.40.89,89
2.109812.1,06.1,37
= 1,07
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
18



Do đó K
F
= 1,06.1,37.1,07= 1,55
Y
F1
,Y
F2
lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2
Số răng tương đương: Z
V1
= z
1
/cos
3


= 32

Z
v2
= z
2
/cos
3


= 110

Tra bảng 6.18[1]: Y
F1
= 3,8
Y
F2
= 3,6 hệ số dòch chỉnh x = 0
Do đó:
1
2.109812.1,55.0,6.0,9.3,8
40.89,89.3
F


= 64,76 MPa
2F

= 64,76.

3,6
3,8
= 61,35MPa
ng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và 2:
[
'
1F

] = [
1F

].Y
R
.Y
S
.K
xF
[
'
2F

] = [
2F

].Y
R
.Y
S
.K
xF

Trong đó:
Y
S
= 1,08 – 0,0695.lnm =1,004. Y
S
hệ số độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng
suất.
Y
R
= 1 hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng.
K
xF
hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn,do d
a
< 400 mm nên K
xF
=1
Do đó: [
'
1F

] = 294,17.1.1,004.1 = 295,35 MPa

[
'
2F

] = 282,851.1,004.1 = 283,98 MPa

Ta có: 
F1
< [
'
1F

]

F2
< [
'
2F

]
Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn.

3.4. Tính toán cấp nhanh:
3.4.1.Khoảng cách trục:
Chọn a
w1
= a
w2
= 200 mm

3.4.2.Thông số ăn khớp:
 = 14,65
0


3.4.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
19



Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền .Ở
đây yêu cầu với độ ổn đònh và đôï chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng
đến khả năng làm việt của bộ truyền.Nhờ vâïy mà ta có thể thay một vài thông số
nếu cần thiết.
ng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:б
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
2
2
11
2 . .( 1)

Hm
w m w
T K u
b u d



Trong đó:

Z
M
:hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp.

Tra bảng 6.5[1] => Z
M
= 274 Mpa
1/3


Z
H
:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Z
H
=
tw
b


2sin
cos.2

Z
ε
:Hệ số trùng khớp của bánh răng.

b

:góc nghiêng:tg
b

= cos
t

.tg

,theo TCVN 1065-71 chọn

= 20
0

t

=
t

w
= arctg(tg

/cos

) = 20,62
0
góc ăn khớp
=> tg
b


= cos
t

.tg

= cos20,62
0
.tg14,65
0
= 0,2447=>
b

= 13,75
0

Do đó:Z
H
=
0
0
2.cos14,65
sin(2.20,62 )
= 1,71
Z
ε
=


1

=
1
1,07
= 0,97
Trong đó:


:hệ số trùng khớp dọc với


= b
w
.sin

/(

.m)
1
12
2
. 12
ww
T
b b mm
T


=>



= 12.sin14,65
0
/(3.

) = 0,33
Hệ số ăn khớp ngang:


= [1,88 – 3,2.(
1
1
z
+
2
1
z
)].cos


Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
20



=>



= [1,88 – 3,2.(
11
29 100

)].cos14,65
0
=1,68
Hệ số dòch chỉnh: x
1
= x
2
= 0
Đường kính vòng lăn bánh: d
w1
= 2.a
w2
/(u
m
+1) = 2.200/(3,45+1) = 89,89 mm
Vận tốc vòng:v =
60000

11
nd
w

=
.89,89.1440
60000


= 6,78 m/s
Tra bảng 6.13[1] => Chọn cấp chính xác 8 vì bánh răng trụ răng nghiêng
v < 10 m/s.Tra bảng 6.14[1] chọn

H
K

= 1,13


H
=

H
.g
0
.v.
m
w
u
a


H
hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1]

H
= 0,002
Hệ số ảnh hưởng sai lệch các bước răng :Tra bảng 6.16[1] =>g
0

= 56
=>

H
= 0,002.56.6,78.
200
3,45
= 5,78
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc:tra bảng 6.7[1]=>

H
K
=1,02
Hệ sốtải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:K
HV
=1+


HH
wwH
KKT
db
2

1
11

=> K
HV

= 1 +
5,78.12.89,89
2.32497.1,02.1,13
= 1,08
Hệä số khi tính tải trọng tiếp xúc:K
H
=

HHVH
KKK
= 1,02.1,08.1,13 = 1,24
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
21



ng suất tiếp xúc:
H

=
.
MH
Z Z Z

.
) (
)1.( 2

2
111
11
ww
H
dub
uKT 

[
H

]
=>
H

= 274.1,71.0,97.
2
2.32497.1,24.(3,45 1)
12.3,45.89,89

= 470,58 MPa
Xác đònh ứng suất tiếp xúc cho phép:[
'
H

] =
 
H

.Z

V
.Z
R
.K
xH

Với v = 5,78 m/s cấp chính xác động học là 8,cấp chính xác tiếp xúc là 8,chọn
R
a
= 2.5 độ nhám của bề mặt làm việc, ta có hệ số ảnh hưởng đếùn bề mặt làm
việc Z
R
=0,95 và d
a
< 700 mm nên K
xH
= 1
Khi HB < 350 thì Z
v
= 0,85.v
0,1
= 0,85.5,78
0,1
= 1: hệ số ảnh hưởng đến vận tốc
vòng.
 [
'
H

] = 527,27.1.0,95.1 = 500,91 MPa

So sánh: [
'
H

] >
H

,do đó thoã mãn độ bền tiếp xúc.

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
22



3.4.4. Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng.Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt
quá một giá trò cho phép.
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
1
11
1





[
F1
]

F2
=
1
21
.
F
FF
Y
Y


[
F2
]
Trong đó:
Y

:hệ số trùng khớp của răng:Y

= 1/

= 1/1,68 = 0,6

Y

:hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y

=1 -

0
/140 = 0,9
K
F
=K
FB.
K
F.
K
Fv
hệ số tải trọng khi tính uốn.

K
FB
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,tra
bảng 6.7[1]:K
FB
= 1,05
K
F
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng, K
F
=1,37
K

Fv
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp
K
Fv
=1+


FF
WWF
KKT
db
2

1
1

Với 
F
=
F.
g
o.
v.
m
w
u
a

Bảng 6.15[1]: 
F

= 0,006 và bảng 6.16[1]: g
o
= 56


 
F
= 0,006.56.5,78.
200
3,45
= 14,79
 K
Fv
= 1 +
14,79.12.89,89
2.32497.1,05.1,37
= 1,17
Do đó K
F
= 1,05.1,37.1,17 = 1,68


Y
F1
,Y
F2
lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2.
Số răng tương đương: Z
V1
= z

1
/cos
3

= 32


Z
v2
= z
2
/cos
3


= 110

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
23



Tra bảng 6.18[1]: Y
F1
= 3,8
Y
F2

= 3,6 hệ số dòch chỉnh x = 0


Do đó:
1
2.32497.1,68.0,6.0,9.3,8
12.89,89.3
F


=69,24 MPa
2F

= 69,24.
3,6
3,8
= 65,6 MPa
ng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và 2:
[
'
1F

] = [
1F

].Y
R
.Y
S
.K

xF
[
'
2F

] = [
2F

].Y
R
.Y
S
.K
xF


Trong đó:
Y
S
độ nhạy vật liệu đối với tập trung Ứ.suất,Y
S
=1,08–0,0695.lnm =1,004
Y
R
= 1 hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng.
K
xF
hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn,do d
a
< 400 mm nên K

xF
=1
Do đó: [
'
1F

] = 294,17.1.1,004.1 = 295,35 MPa

[
'
2F

] = 282,85.1.1,004.1 = 283,98 MPa
Ta có:

F1
< [
'
1F

] ,
F2
< [
'
2F

]
Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn.

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
24



Các thông số của bộ truyền bộ truyền bánh răng


Cấp nhanh
Cấp chậm
Tỉ số truyền
u
1
= u
2
= 3,45
Khoảng cch trục
a
w1
= a
w2
= 200 mm
Mođun
m = 3
Góc nghiêng
 = 14,65

0

Chiều rộng vành răng
b
w1
= 20 mm
b
w2
= 40 mm
Số răng
z
1
= 29 ; z
2
= 100
z
1
= 29 ; z
2
= 100
Hệ số dòch chỉnh
x
1
= x
2
= 0 mm
x
1
= x
2

= 0 mm
Đường kính vòng chia
d
1
= 89,92mm; d
2
=310,1 mm
d
1
= 89,92mm; d
2
=310,1 mm
Đường kính đỉnh răng
d
a1
= 94,4 mm; d
a2
=314,6 mm
d
a1
= 94,4 mm; d
a2
=314,6 mm
Đường kính đáy răng
d
f1
= 82,42 mm; d
f2
= 302,6 mm
d

f1
= 82,42 mm; d
f2
= 302,6 mm
Đường kính vòng cơ
sở bánh
d
b1
= 84,5 mm; d
b2
= 291,4 mm
d
b1
= 84,5 mm; d
b2
= 291,4 mm


Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen


Page
25



4. Tính ton thiết kế trục:
4.1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 , có 
b

= 750 Mpa , ứng suất xoắn cho phép
[

] = 10 30 MPa.

4.2.Tính sơ bộ đường kính trục :
Theo CT10.9[1], ®-êng kÝnh trơc d
k

 
 
3
.2,0

k
T
(mm)
 Trơc I, víi T
1
=32497 Nmm ,

3
1
32497
22,1
0,2.15
d 
mm
Chän d
1

= 25 mm

 Trơc II, víi T
2
=109812 Nmm,

 
2
3
3
2
109812
33,2
0,2 0,2.15
T
d

  
mm
Chän d
2
= 35 mm

 Trơc III, víi T
3
=370858 Nmm

 
3
3

3
3
370858
49,8
0,2 0,2.15
T
d

  
mm
Chän d
3
= 50 mm

4.3. Xác đònh sơ bộ bề rộng ổ:
Tra bảng 10.2[1] chiều rộng ổ lăn b
0
:
d
1
= 25mm  b
O1
= 17 mm
d
2
= 35 mm  b
O2
= 21 mm
d
3

= 50 mm  b
O3
= 27 mm