Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC - KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
MÔN: ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
GV: NGUYỄN HOÀNH
SV: Vũ Văn Thành – Đ5-CNCK
MỤC LỤC
- 1 -
-PHẦN I : NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN
1. Thông tin sinh viên
Sinh viên thực hiện: ***Vũ Văn Thành***
Lớp: Đ5-CNCK
2. Thông tin đề tài
2.1. Tên đề tài:
***Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn***
2.2. Mô tả hệ thống:
***Hệ thống dẫn động thùng trộn*** gồm:
1-1-Độngcơ điện 3pha không đồngbộ; 2-Bộ truyền đai thang; 3-Hộp giảmtốc bánh
răng
trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh; 4-Nối trục đàn hồi; 5-thùng trộn.
2.3. Số liệu thiết kế:
- Công suất trên thùng trộn 6 kW
- Vận tốc trên Thùng trộn 40 vg/ph
- Thời gian phục vụ 5 năm
Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 ca làm
việc 8 giờ)
- Chế độ tải: T1 = T, T2 = 0.90 T, t1 = 19 giây, t2 = 38 giây
- 2 -
PHẦN II TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
3. Tính chọn động cơ điện
3.1. Chọn kiểu loại động cơ
Với yêu cầu của hệ thống ta chọn đông cơ điện xoay chiều không đồng bộ bap
ha roto ngắn mạch do nó có kết cấu đơn giản giá thành hạ , dễ bảo quản, làm việc tin

cậy có thể mác trục tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện , hiệu
suốt ,công suốt làm việc phù hợp với hệ thống …Ta chọn loại đông cơ
3.2. Chọn công suất động cơ
1.1.1 Công suất cần thiết :

t
ct
ht
P
P =
η
Trong đó :
− P
t
= 6 KW : Công suất trên thung trộn
−
4 3
ht k ol br x
η = η .η .η .η
:Hiệu suất của hệ thống truyền động.

= 0.99
k
η
:Hiệu suất truyền động của khớp nối.

= 0,99
ol
η
:Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn.


= 0,96
br
η
:Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng.

= 0,95
d
η
:Hiệu suất truyền động đai
:
=
kd
η
1:Chọn hiệu suất của khớp động:
4 2 3
ht
η = 0.99.0,99 .0,96 .0,95 .1 = 0,8326
3.3. Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ
ct
6
P = = 7.20
0,8326

-Số vòng quay của trục công tác trong một phút (băng tải)
N
ct
=
40
0.8326

=48 (vg/ph)
n
sb
= n
lv
.u
t

-Với U
t
tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động
U
t
=U
br.
U
dđ
- 3 -
-Tra bảng 2.4 được U
br
=20 ;U
dđ
=3
V: vận tốc băng tải
D : đường kính băng tải
=
n
sb
=48.20.3=2880 (vg/ph)
3.4. Chọn động cơ thực tế Bang p1.1-p1.6

Kiểu động cơ Công suất
KW
Vận tốc
quay v/ph
η
%
axM
dn
T
T
K
dn
T
T
4A112M2Y3 7,5 2922 87,5% 2,2 2
3.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
a Kiểm tra điều kiện mở máy : khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen
khởi động của động cơ nếu không động cơ sẽ không chạy.
Thật vậy :
mm K
dn
T T
T T
<
Trong đó T
mm
= T
qt
=1,8 T

K
dn
T
2,0
T
=
(Bảng động cơ đã chọn)
b Kiểm tra điều kiện làm việc :Mômen quá tải lớn nhất của động cơ không vượt qua
mômen cho phép của động cơ.
Nghĩa là :

Maxqtdc dc
T T≤
;
dc ht
T =η .2,2.T
Mômen cua động cơ :
dc
dc
9550.P
9550.7.5
T = 24,51
n 2922
= =
Nm
0,8326.2,2.24,51 44,9
dc
T⇒ = =
Nm
Mômen quá tải lớn nhất của động cơ :

t
Maxqtdc qt can qt
dc ht
9550.P
9550.6
T = K .T = K . = 1,8. = 42,39
n .η 2922.0,8326
Nm
- 4 -
Vậy :
Maxqtdc dc
T T≤
4. Phân phối tỉ số truyền
4.1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

dd
u
= 3
4.2. Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Tỷ số truyền chung: u
c
= n
đc
/n
ct
= 2922/48 = 60
Chọn u
dđ
=3
⇒

u
h
=60/3=20
+Ta có: u
h
=u
1
.u
2
.
-Hinh 3.19 và Bảng 3.1
u
1
= 5,69
⇒
u
2
=3.51

⇒
u
x
=3
5. Tính toán các thông số trên các trục
- 5 -
5.1. Tính công suất trên các trụ
P
lv
= 6 kW ;
ct

3
ol
P
6
P 6,12
η η 0,99.0,99
k
= = =
kW ;
3
2
ol br
P
6,12
P 6,44
η η 0,99.0,96
= = =
kW;
2
3
1
2
ol
br
P
6,44
P 6,776
η η 0,99.0,96
= = =
kW;

-Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với công
suất định mức của động cơ.
5.2. Tính số vòng quay trên các trục
1.3.1.Số vòng quay:
n
đc
=2922(vòng/phút)
Số vòng quay trên trục I n
1
=2922/3=974(vòng/phut)
Số vòng quay trên trục II
1
2
1
974
171
5.69
n
n
u
= = =
(vg/ph)
Số vòng quay trên trục III
2
3
2
171
48,7
3,51
n

n
u
= = =
(vg/ph)
5.3. Tính mô men xoắn trên các trục
T
đc
= 9,55. 10
6
.
6
7,5
9,55.10 . 24512
2922
dc
dc
P
n
= =
N.mm.
T
I
=
6 6
1
1
6,776
9,55.10 . 9,55.10 . 66438,2
974
P

n
= =
N.mm.
T
II


=
6 6
2
2
P 6,44
9,55. 10 . 9,55.10 . 359660
n 171
= =
N.mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
6
3
3
P
6,12
9,55.10 . 1200123
n 48,7
= ≈
N.mm.

- 6 -
T
ct
= 9,55. 10
6
.
6
ct
ct
P
7,2
9,55.10 . 1432500
n 48
= =
N.mm.
5.4. Lập bảng kết quả
Trục
Th.số
T.S truyền
Động cơ I II III
Công tác
1
U
1
=
5,75
U
2
= 3,48 U
d

=3
P(kW) 7,5 6,776 6,44 6,12 7,2
N(vg/ph) 2922 974 171 48.7 48
T(N.mm) 24512 66438,2 359660 1200123 1432500
-PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
Thiết kế bộ truyền đai
-Do không có yêu cầu nào đạc biệt ta chọn loại đai thang thường
-Dựa vào vận tóc bánh đai nhỏ và công suốt cần truyền, theo bảng 4.1(tr 59)ta chọn
đai loại
Β
-Từ bảng 4.13(tr59 ta chọn như hình vẽ)

Loại đai
Kích thước tiết diện D. tích
A
(mm
2
)
d
1

(mm)
b
t
B h y
0
Thang, B’ 14 17 10,5 4 138 140-280
.1 . Chọn đường kính bánh đai
d
1

= 150 mm
⇒ Đường kính bánh đai lớn
2 1
(1 )
d
d d u
δ
= −
=150.3.(1-0,02)= 441 mm
-Theo TCVN 2332-78 & TCVN 2342-78 chọn sơ bộ d
2
= 450
- 7 -
-Kiểm tra tỉ số truyền thực tế

t
u

=
2
1
d
d
δ
−
=
450
150(1 0,02)−
=3,06
∆u =

d
dt
u
uu −
=
3,06 3
3
−
= 2 % < 4%
3. Vân tốc của đai
v =
60000

1 o
nd
π
=
3,14.150.2922
60000
= 22,6 m/s
4. Số vòng quay trong một phút của trục bị dẫn
n
2
=
1
2
. .(1 )
o
d n
d

δ
−
=
150.2922.(1 0,002)
450
−
= 972 v/ph
5. Chọn đường kính sơ bộ của trục

2
min
d
a
= 1 ⇒ a
min
= d
2
= 450 mm
⇒Chiều dài đai
L = 2.a + 0,5.π.(d
1
+ d
2
) + 0,25.(d
2
- d
1
)
2
/4a =2.450+0,5.3,14.(150+450)+0,25.(450-

150)
2
/4.450= 1854,5 mm
-Theo tiêu chuẩn việt nam
-Khoảng cách trục l
+ a =
2 2
8.
4
λ λ
+ − ∆
Với
+ λ = L -
2
).(
21
dd +
π
=1800-
3,14.(150 450)
2
+
=858mm
+ ∆ =
2
12
dd −
=
450 150
2

−
=150mm
⇒ a = 401 mm
7. Tính nhiệm số vòng đai trong 1s.
i =
L
v
=
22,6
1,8
= 12,6 > 10 s
-1

8. Tính góc ôm của bánh nhỏ
α
1
= 180
o
- = 180
o
-
57,3.(450 150)
401
−
= 137
o
> α
min
= 120
o

9. Các hệ số
- 8 -
a
dd
o
).(3,57
12
−
-Hệ số chế độ làm việc : Với C
t
= 0,85
- Hệ số góc ôm : Với
α
=137
0

⇒
C
α
= 0,89(Bảng 4.15)
. L
o
= 2240 mm
- L
o
= 2240 mm ⇒ tỉ số chiều dài
o
L
L
=

1800
2240
= 0,8
⇒ Hệ số chiều dài C
L
= 0,95
- d
1
= 150 mm, v = 22,6 ⇒ P
o
= 3,5 KW
- .số dây đai
- p
0
=3,5(theo bảng 4.19),c
z
=0,94
- u=3 ⇒ Cu = 1,14

1
0
. 7,5.1,25
. 3,5.0,89.0,95.1,14.0.94
d
l u z
p k
z
p c c c c
α
= =

=2,956 Chọn z = 3
15. Lực căng ban đầu của đai.
C
α
=0,89 bảng 4.15.
C
t
=1
q
m
=0.178
F
o
=
0
780. .
.
d
k p
C Z
α
υ
+ q
m
.v
2
=
780.1,25
22,6.0,89.3
7,5+ 0.178.22.6

2
= 212 N
16. lực tác dụng lên trục.
F
r
= 2.F
o
.Z.sin(
2
1
α
) =2.212.3.sin(137/2)= 1272 N
17. Tính bề rộng bánh đai.(Bảng 4.21)
B = ( Z-1).t + 2.e = ( 3-1).15 + 2.10 = 50 mm
Kiểm nghiệm đai về độ bền và tuổi thọ.
-Ưng suất lớn nhất sinh ra trong dây đai chạy vào bánh đai nhỏ ở đây có ứng suất kéo
và ứng suất uốn lớn nhất
-Ưng suất của day đai trên bánh đai
0
1
2. .
2.95.4
5,06
150
u
E y
d
σ
= = =
MPA

- ứng suất do lực li tâm gây ra:
6 2 6 2
10 . . 10 .1350.22,6 0,69
LT m
v MPA
σ ρ
− −
= = =
Ưng suất do lực căng gây ra
- 9 -
[ ]
3
3
0
0
10
212 3,5.10
0,69 2,753
. .2. 138 22,6.14.2.10,5
k LT
tt
F
MPA
A v b h
σ σ
= + + = + + =
p
- Tính
axm
σ

theo công thức :
=+=
uk
σσσ
max
5,06 + 2,7753 = 7,813 MPA

2,753
0.544
5,06
k
u
σ
σ
= =
-Tuổi thọ của đai:

( )
11
7
7 3
max
10 .
9 10 .2.2000.10
. . 15869
22,6
3600. . 6,325
3600. .3
2
m

y
u
h
b
t
v l Z
σ
ν
σ
−
 
 
= = =
 ÷
 ÷
 
 
giờ
-T/g sử dụng của hệ thống là 24400 giờ
⇒
số lần phải thay đai là:
24400/15869=1,5 lần
-Thiết kế bằng inventer
-
1
b
:Ta nhập số liệu
Z=3,06,chọn độ dài tiêu chuẩn
≈
bằng độ dài tính toán

- 10 -

-
2
b
:Nhập số liệu tính toán
-Đường kính 2 bánh và một số thông số khác:

1
2
150
450
d mm
d mm
=
=

-Nhập số liệu của bánh 1:bánh chủ động:
P = 7,5 kw
T = 24.512 Nm
N = 2922 vg/ph
- 11 -
-kiểm tra lại thông số đã tính toán trong inventer.
Display name
Size
Number of belts
Wedge angle
Width
Height
Datum width

Datum length
External length
Internal length
Length correction factor
External line offset
Pitch line offset
Minimum recommended pulley datum diameter
Maximum flex frequency
Maximum belt speed
Specific mass
Base power rating
5.5. Grooved Pulley 1 Properties
Display name
- 12 -
Size
Type of pulley
Datum diameter
Pitch Diameter
Datum width
Groove angle
Height
Groove depth
Radius External
Radius Internal
X coordinate
Y coordinate
Span length
Number of grooves
Distance from edge
Distance between grooves

Power ratio
Power
Torque
Speed
Arc of contact
Force on input
Force on output
Resultant axle load
Static tensioning force
Friction factor
5.6. Grooved Pulley 2 Properties
Display name
Size
Type of pulley
Datum diameter
Pitch Diameter
Datum width
Groove angle
Height
Groove depth
Radius External
- 13 -
Radius Internal
X coordinate
Y coordinate
Center distance
Span length
Number of grooves
Distance from edge
Distance between grooves

Power ratio
Power
Torque
Speed
Theoretical transmission ratio
Transmission ratio
Arc of contact
Force on input
Force on output
Resultant axle load
Static tensioning force
Friction factor
5.7. Strength check
Power
Torque
Speed
Efficiency torque factor
Efficiency
Belt slip
Arc of contact correction factor
Service factor
Resultant service factor
Length correction factor
Number of belts correction factor
Number of pulleys correction factor
Modify friction with speed factor
Tension factor
Belt Speed
Belt flex frequency
- 14 -

Number of belts required
Effective pull
Centrifugal force
Belt installation tension
Maximum tension in belt span
-Kiểm tra :Bấm calculate
-OK :Ta được kết quả sau:

Thiết kế bộ truyền bánh răng (rang nghiêng) cấp nhanh
Chọn vật liệu: Nguên tác chọn vật liệu thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cho hộp giảm
tốc là chọn đảm bảo cho rang không bi gãy đột ngột dưới tác dụng của tải trọng va đập ,
răng không bị vì mỏi do tiếp xúc thay đổi gây ra .Dụa vào sơ đồ tải trọng điều kiện của
bộ truyền đai không phải làm việc dưới điều kiện đặc biệt để thống nhất hóa trong
thiết kế ta chọn 2 cấp bánh răng như
Bảng chọn vật liệu
Bánh rang Vật liệu HB
hli
m
sFli
m
SF SH
Bánh nhỏ
CT45 – TÔI CẢI
THIỆN
250 850 580 1 1,1
0Bánh CT45 – -TÔI CẢI 240 750 450 1,75 1,1
- 15 -
lớn THIỆN
-Ưng suất tiếp xúc cho phép
Công thức tính:

[ ]
HLxHVR
H
0
limH
H
K.K.Z.Z.
S
σ
=σ

+ Z
R
- Hệ số xét đến độ nhám bề mặt làm việc
+ Z
v
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
+K
XH −
Hệ số ảnh hưởng kích thước của bánh rang
+K
hl
−
Hệ số tuổi thọ khi tính đến độ bền tiếp xúc
Bánh răng nhỏ:
4,24,2
HB
1HO
250.30H.30N ==
=1,7.10

7
Λ
MPA
0
lim1 1
2. 70 2.250 70
H
HB
σ
= + = + =
570 MPA
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
∑








=
t
t
.
T
T
.t.n.60N
i
3

max
i
11HE
=
3 3
60.960.28800 / 5,69.(1 .2 / 3 0,9 .1/ 3)+
=26,5.10^7
MPA
V× N
HE1
>N
HO1
do đó K
HL
=1
6. Thay giá trị vào (3.2)ta có:
[ ]
==σ
1,1
1.570
1H
518 MPA
7. Bánh răng lớn:
4,24,2
HB
2HO
240.30H.30N ==
=15,5.10^6 MPA
0
lim 2 2

2. 70 2.240 70
H
HB
σ
= + = + =
610 MPA
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
- 16 -
7
1
2
1
26,5.10
44,5.10 ^ 6
5,69
HE
HE
N
N
u
= = =
V× N
HE2
>N
HO2
do đó K
HL
=1
Thay giá trị vào 3.2 ta có: 500 MPA
[ ] [ ]

2H H
σ σ
= =
500
Ung suất uồn cho phép
Tính theo công thức: (3.3)
S
F
- Hệ số an toàn khi tính về uốn, = 1,75
YS-hệ số xet đến độ nhay vật liệu tập trung ứng suất
YS=1,08 – 0,0695 ln(m)
K
xf
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng độ bền uốn
K
fc
- hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải y = 0,7
K
fl
- Hệ số tuổi thọ độ bền uốn
-Tính sơ bộ:
[ ]
FLFC
F
0
limF
F
K.K.
S
σ

=σ
(3.4)
8. Bánh rang nhỏ
0
Flim1
1,8. 1 1,8.250HB
σ
= =
=450 MPA
6
1 1
max
60. . . .
i i
FE
T t
N n t
T t
 
=
 ÷
 
∑
- 17 -
[ ]
==σ
1,1
1.550
2H
[ ]

FLFCxFSR
F
0
limF
F
K.K.K.Y.Y.
S
σ
=σ
=
6 6
60.2880.28800.(1 .0,6 0,5 .0,4)+
=3,017.10^9 MPA
Vì N
FE1
>N
FO1
do ú K
FL1
=1
Thay số vào công thức (3.4) ta do ú
[ ]
0
lim1
1 1
450
. . .1.1
1,75
F
F FC FL

F
K K
S


= =
=257 MPA
9. Bỏnh rng ln:
240.8,12HB.8,1
0
Flim2
==
=432 MPA
7
1
2
1
300.10
5,75
fE
HE
N
N
u
= = =
5,25.10^8 MPA
Vì N
FE2
>N
FO

do dú K
FL2
=1
Thay vo cụng thc:
[ ]
0
lim 2
2 2
432
. . .1.1
1,75
F
F FC FL
F
K K
S


= = =
246,8 MPA
ng sut cho phộp khi quỏ ti:
ng sut tip xỳc cho phộp khi quỏ ti:
1 Bỏnh rng nh: [
axHm

]
max
=2,8.

Flim =2,8.580=1624 MPA

2- Bỏnh rng ln: [

H2
]
max
=2,8.

Flim =2,8.450=1260 MPA
ng sut un cho phộp khi qua ti:
1- Bỏnh rng nh: [

F1
]
max
=0,8.

Flim =0,8.580=464 MPA
2 Bỏnh rng ln: [

F2
]
max
=0,8.

Flim =0,8.450=360 MPA
Xác định các thông số của bánh răng
3.1/ Xỏc nh s b khong cỏch trc:
Theo cụng thc:
( )
[ ]

3
ba1
2
H
H
1a1w
.u.
K.T
1u.Ka

+=

- 18 -
- K
a
Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại răng (theo bảng 6.5)
với cặp bánh răng nghiêng thép-thép: Ka = 43
- T Moomen xoắn trên trục chủ động.
- Úng suất tiếp xúc cho phép .
- K
H
α
Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành
răng:
-
,
ba bd
σ σ
là các hệ số:Chọn
ba

σ
= 0.3
-
bd
σ
=0.53(
ba
σ
+1 )=0,53. 0,3 .(5,69+1)=1,06 Chọn lấy 1,2
Thay các giá trị vào công thức 3.5 ta có:
-Dựa vào
bd
σ
và độ cứng HB ta có: Thay vào công thức:
( )
3
1
2
66438.1,2
43. 5,69 1
500 .5,69.0,3
w
a = +
=164,5mm
LÊy a
W1
=164mm
3.2/Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Ap dụng công thức:
( )

[ ]
3
bd1
2
H
1H1
d1w
.u.
1uK.T
.Kd
ψσ
+
=
β
K
d
– Hệ số phụ vào loại bánh răng và cặp bánh răng
6 -5 tr 96 s¸ch TKCTM TËp I)
-Thay vào công thức:
( )
3
1
2
66438.1,2 5,69 1
67,5.
500 .5,69.1,2
w
d
+
=

≈45,8mm

1 1
. .
3,14.45,8.917
60000 60000
w
d n
v
π
= = =
2,2
⇒
chọn cấp chính xác = 9(bảng 6.13)
3.4./ Xác định sơ bộ thong số an khớp:
m = (0,01 ÷0,02)a
w
=(0,01÷0,02)164= 1,64 ÷ 3,28
Theo tiêu chuẩn m = 2
Chon sơ bộ
β
= 10
o

a. Bánh nhỏ :
( ) ( )
1
1
1
2.

2.164
. 24
. . 1 2.0,9848. 5,69 1
w
a
z
m u
β
= = =
+ +
Chon z
1
= 24
- 19 -
b. Bánh lớn : z
2
=u
1
.z
1
= 5,69.24 = 136
c. Tỉ số truyền thực tế:

2
1
136
24
t
z
u

z
= = =
5,67
⇒
cos
β
= m(z
1
+ z
2
)/(2.a
w
)= 2(24 + 136)/(2.164) = 12’68
0

3.5/ kiểm nghiểm răng về độ bền tiếp xúc
-Theo bảng 6.5 Z
m
= 274 Mpa
1/3

-Theo
2
1 w
w
2. ( 1) / ( )
h m h h
z z z T k u b ud
ε
σ

= +

(6.35)1
tg
β

b
= cos
t
tg
α β
= cos
20,458 12,68tg
= 11’9
0
w
ar ( 20 / cos ) ar ( 20 / cos12,68)
t t
ctag tg ctag tg
α α β
= = =
=20,458
-Theo 6.34

w
2.cos / sin 2 2.cos12,68 / sin(2.20,458) 1, 44
h t
Z
β α
= = =

-Theo (6.37)với b
w
=
. w1
0,3.164 49,2
ba
a
ϕ
= =
w
.sin / ( . )b m
β
ε β π
= =
49,2.sin12’68/(3,14.2)=1,72 Do đó theo 6.38
1 2
1/ 1/ (1,88 3, 2(1/ 1/ )cos
m
Z z z
ε α
ε β
= = − +
=
1/ (1,88 3,2(1/ 24 1/136)cos12'68− +
=0,751
-Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

w1 w
2. / ( 1) 2.164 / (5,67 1) 49,17

m
d a u= + = + =
lấy 49,2
Theo bảng (6.19)s
V=2,2 cấp chính xác là 9 chọn k
h
α
=1,13
-Theo 6.42,
0 w
. . / 0,002.
h h
v g v a u
δ
= =
73.2,2.
164 / 5,67
=1,727
- 20 -
h
δ
=0,02 bảng(6.15).
g
0
= 73 bảng(6.19).
-Theo bảng 6.41
w w1 1
1 . / (2. )
hv h HB H
k v b d T k k

α
= +

= 1 + 1,727.49,2.49.17/(2.66438.1,2.1,13)=1,17
-Theo 6.39
1, 2.1,13.1,17 1,586
H H H HV
K K K K
β α
= = =

H
σ
⇒
= 274.1,44.0,751.
2)
2.66438.1,586.(5,67 1) / (49,2.5,67.49,17 ).+
= 430.9
-Theo 6.1 với v=2,2<5m/s ,Z
v
=1 cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính
xác về mức chính xác là 8.khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
=2,5…1,25
m
µ

,do đó Z
r
=0,95.với d

a
<700,K
xh
= 1, do đó theo 6.1 va 6.1 a
[ ] [ ]
. . (50 518) / 2.0.95.1.1 483,55
H H v r xH
Z Z K
σ σ
= = + =
MPA

[ ]
H H
σ σ
<
Thỏa mãn yêu cầu
3.6./kiểm nghiệm rang về độ bền uốn (theo 6.43)
1 1 1 w w1
2. . . . . / ( . . )
f F B F
T K Y Y Y b d m
ε
σ
=

Theo bảng (6.7).k
F
β
= 1,41

Theo bảng (6.14) với v=2,2<2,5m/s cấp chính xác là 9.ta chọn k
F
α
= 1,37
Theo bảng (6.15)
0,006
f
δ
=

Theo bảng (6.16) g
o
= 73
0 w/
. . . 0,006.73.2,2. 164 / 5,67
F F u
V g v a
δ
= =
=5,18
Theo bảng (6.46)
- 21 -
w w1 1
1 . . / (2. . . )
1 5,18.49,2.49,17 / (2.66438.1,41.1,37) 1,0488
FV F F F
K V b d T K K
β α
= +
= + =

Do đó
. . 1,41.1,37.1,048 2,024
F F F FV
K K K K
β α
= = =

-Với
1 2
1,88 3, 2(1 / 1/ )cos 1,88 3,2(1/150 1/ 450).cos12,68
m
z z
α
ε β
= − + = − +
=1,77

1/ 0.565y
ε α
ε
⇔ = =

-Với
0
12,68, 1 /140Y
β
β β
= = −
=1-12,68/140=0,91

-số răng tương đương:

3 3
1 1
3 3
2 2
/ cos 24 / (cos12,68) 25
/ cos 136 / (cos12,68) 146
v
v
Z Z
Z Z
β
β
= = =
= = =

-Theo bảng (6.18)
1 2
3,9, 3,6
F F
Y Y⇒ = =

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


1, 1( 400 )

R XF a
Y K d mm= = <


[ ] [ ]
1 1
6.2,6.2
. . 257.1.1.1,03 264,71
F F R S XF
Theo a
Y Y K
σ σ
−
= = =


[ ] [ ]
2 2
. . 246,8.1.1.1,03 254,2
F F R S XF
Y Y K
σ σ
= = =

1 1
2.66438 .2,204. 0.565.0,91.3,9 / (49,2.49,17.2) 121,37
f
σ
= =
MPA<

[ ]
1F
σ
=257MPA

2 1 2 1
. / 121,37.3,6 / 3,9 112
F F F F
Y Y
σ σ
= = =
MPA<
[ ]
2F
σ
=246,8MPA
Kiểm nghiệm răng về độ quá tải
- Theo( 6.48) với
max
/ 2,2
qt
K T T= =


[ ]
1 max
483,55. 2,2 717,22 1624
H MAX H qt H
K
σ σ σ

= = = < =
MPA
-Theo (6.49) :
- 22 -

1max 1
2max 2
.
.
F F qt
F F qt
K
K
σ σ
σ σ
=
=

- kết quả tính toán .
Khoảng cách trục aw 164 Mm
Mô đun pháp m 2 Mm
Chiều rộng vành răng bw 49,2 Mm
Tí số truyền u 5,67
Số răng bánh 1 z1 24 răng
Số răng bánh 2 z2 136 răng
Đường kính vòng lăn 1 d1 49,2 Mm
Đường kính vòng lăn 2 d2 278 Mm
Đường kính vòng đỉnh răng 1 da1 53 Mm
Đường kính vòng đỉnh răng da2 283 Mm
Đường kính vòng đáy răng df1 44 Mm

Đường kính vòng đáy răng df2 273 mm
Kiểm nghiệm tính toán bằng inventer
-nhập số liệu tính toán (Bảng kết quả tính toán)
- 23 -
- preview(số liệu kích thước của rang)
- răng 1
-Răng 2
- 24 -
- 25 -