Đồ án cơ sở thiết kế máy hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi

Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải

LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học Cơ Sở Thiết Kế Máy là một môn học rất quan trọng trong
ngành cơ khí nhằm mục đích rèn luyện cho sinh viên những kỹ năng, khả năng vận
dụng lý thuyết đã học để giải quyết những yêu cầu thực tế của sản xuất như thiết kế
các chi tiết máy, bộ phận máy đảm bảo các yêu cầu về kinh tế, kỹ thuật.
Vì đây là lần đầu tiên bắt tay vào công việc thiết kế nên có nhiều mới mẽ và
bở ngở. Do kiến thức còn hạn chế nên trong quá trình thiết kế và tính toán chắc
chắn không tránh khỏi những thiếu sót. Kính mong được các thầy chỉ dẫn tận tình
để đồ án của chúng em thành công hơn nữa.
Chúng em xin chân thành cảm ơn thầy Th.S Huỳnh Quốc Khanh và các cán
bộ, giảng viên, các bạn sinh viên đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học
này.
Cần Thơ, tháng 4 năm 2015
Nhóm sinh viên thực hiện
Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 1 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
MỤC LỤC
Lời nói đầu Trang 1
CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3
1.1 Chọn động cơ điện 3
1.2 Phân phối tỉ số truyền 4
CHƯƠNG II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 9
2.1 Thiết kế bộ truyền đai 9
2.2 Thiết kế bộ truyền xích 10
2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng 12
2.3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 12

2.3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 22
CHƯƠNG III: THIẾT KẾ TRỤC, THIẾT KẾ THEN 30
3.1 Tính toán trục 30
3.2 Thiết kế then 55
3.3 Thiết kế gối đỡ trục 58
CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ HỢP VỎ VÀ CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ 65
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 2 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
CHƯƠNG I
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện
1.1.1 Mômen cực đại trên băng tải
2
max
PD
M
=
=
962500
2
3505500
=
×
(N.mm) = 962,5 (N.m)
1.1.2 Mômen đẳng trị trên băng tải
321
3
2
32

2
21
2
1
t+t+t
tM+tM+tM
=M
dt
=
161
1.)5,9629.0(6.)5,962(1.)5,9628.0(
222
++
×++×
= 928,82 (N.m)
1.1.3 Công suất đẳng trị trên băng tải
327,1
9550
64,1382,928
9550
.
==
nM
=N
tgdt
dt
×
kw
Với n
tg

)/(64,13
350
25,0100060100060
phútvòng
D
v
=
×
××
=
××
=
ππ


1.1.4 Công suất cần thiết của động cơ điện
η
N
=N
dt
ct
,với
6
5
54321
ηηη
ηηη=η
là hiệu suất chung của bộ truyền, được tra theo
bảng 2.1, Các trị số hiệu suất theo tài liệu Thiết kế chi tiết máy- Nguyễn Trọng Hiệp,
Nguyễn Văn Lẫm.

Với:
0,95
1
=η
hiệu suất bộ truyền đai hở.

92,0
2
=
η
hiệu suất bộ truyền xích hở.

0,97
3
=η
hiệu suất bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cấp nhanh.

0,97
4
=η
hiệu suất bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp chậm.
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 3 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải

995,0
5
=
η
hiệu suất của một cặp ổ lăn.

1
6
=
η
hiệu suất của khớp nối.
0,810,9950,970,970,920,95
5
==η ×××××⇒
1,66
0,8
1,327
==N
ct
⇒
(k.W)
1.1.5 Chọn động cơ
Vì động cơ làm việc ở chế độ dài hạn, phụ tải thay đổi, theo các thông số tính toán
ta chọn loại động cơ có công suất lớn hơn 1,66 (k.W). Theo phụ lục Công suất và
vận tốc của động cơ điện (Thiết kế chi tiết máy tác giả Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn
Văn Lẫm), ta chọn loại động cơ mang nhãn hiệu AO2(A0JI2)31-4, có công suất
động cơ N
dc
=2,2kW, tốc độ động cơ 1430 (vòng/phút), hiệu suất 82,5% (Động cơ
không đồng bộ ba pha có roto đoản mạch loại AO2, công suất từ 0,6-100kW, điện
áp 220V/380V, che kín có quạt gió).
1.2 Phân phối tỉ số truyền
Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, ta tính lại tỉ số truyền cho toàn
bộ hệ thống.
i

ch
=
tg
dc
n
n

với n
đc
=1430
n
tg
)/(64,13
350
25,0100060100060
phútvòng
D
v
=
×
××
=
××
=
ππ
⇒
84,104
64,13
1430
==

ch
i
Mà i
ch
=i
đai
.i
xích
.i
hộp
i
khớp nối
Với i
hộp
– tỉ số truyền của hộp giảm tốc và i
hộp
= i
cấpnhanh
.i
cấp chậm
i
đai
– tỉ số truyền ngoài hộp.
i
xích
– tỉ số truyền ngoài hộp.
Chọn trước i
đai
=3,26 ; i
xích

=3
⇒
i
hộp
knxđ
ch
iii
i
××
=
=
133,26
104,84
××
=
10,72
Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương
pháp ngâm dầu, ta chọn: i
cấpnhanh
=1,2i
cấpchậm
 i
cấpnhanh
=3,57;
i
cấpchậm
=3
Vậy phân phối tỉ số truyền như sau:
Tỉ số truyền của bộ truyền đai: i
đai

=3,26
Tỉ số truyền của bộ truyền xích: i
xích
=3
Tỉ số truyền của cặp bánh răng nghiêng số 1 hay bánh răng cấp nhanh:
n
i
=3,57
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 4 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Tỉ số truyền của cặp bánh răng thẳng số 2 hay bánh răng cấp chậm:
c
i
=3
1.2.1 Công suất động cơ trên các trục
a. Công suất động cơ trên trục I
N
I
=N
dc
.
51
.
ηη
=2,2.0,95.0,995= 2 ( k.W )
b. Công suất động cơ trên trục II
N
II
=N

I
.
52
.
ηη
= 2.0,92.0,995= 1,83 ( k.W )
c. Công suất động cơ trên trục III
N
III
=N
II
.
=
53
.
ηη
1,83.0,97.0,995= 1,77 ( k.W )
d. Công suất động cơ trên trục IV
N
IV
=N
III
.
=
54
.
ηη
1,77.0,97.0,995= 1,7 ( k.W )
e. Công suất động cơ trên trục công tác
N

tang
=N
IV
.
=
56
.
ηη
1,7.1.0,995=1,69 (k.W )
1.2.2 Tốc độ quay trên các trục
a. Tốc độ quay trên trục I
n
I
=
65,438
26,3
1430
==
đ
dc
i
n
(vòng/phút)
b. Tốc độ quay trên trục II
n
II
=
22,146
3
65,438

==
x
I
i
n
(vòng/phút)
c. Tốc độ quay trên trục III
n
III
=
96,40
57,3
22,146
==
n
III
i
n
(vòng/phút)
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 5 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
d. Tốc độ quay trên trục IV
n
IV
=
65,13
3
96,40
==

c
III
i
n
(vòng/phút)
e. Tốc độ quay trên trục công tác
n
tang
=
65,13
1
65,13
==
kn
IV
i
n
(vòng/phút)
1.2.3 Xác định moment xoắn trên các trục
a. Moment xoắn trên trục động cơ
M
đc
= 9,55.10
6
.N
dc
/n
dc
= 9,55.10
6

.2,2/1430=14692,31 (N.mm)
b. Moment xoắn trên trục I
M
I
= 9,55.10
6
.N
I
/n
I
= 9,55.10
6
.2/438,65=43542,69 (N.mm)
c. Moment xoắn trên trục II
M
II
= 9,55.10
6
.N
II
/n
II
= 9,55.10
6
.1,83/146,22=119521,9 (N.mm)
d. Moment xoắn trên trục III
M
III
= 9,55.10
6

.N
III
/n
III
= 9,55.10
6
. 1,77/40,96=412683,1 (N.mm)
e. Moment xoắn trên trục IV
M
IV
= 9,55.10
6
.N
IV
/n
IV
= 9,55.10
6
. 1,7/13,65=1189377,2 (N.mm)
f. Moment xoắn trên trục công tác
M
ct
=9,55.10
6
.N
tang
/n
tang
=9,55.10
6

.1,69/13,65= 1182380,9 (N.mm)
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 6 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
1.2.4 Bảng thông số

Thông
Số
Trục
động cơ
Trục I Trục II Trục III Trục IV Trục
Công
tác
i 3,26 3 3,57 3 1
n(vg/phút) 1430 438,65 146,22 40,96 13,65 13,65
N(kW) 2,2 2 1.83 1,77 1,7 1,69
M(Nmm) 14692,31 43542,69 119521,9 412683,1 1189377,2 1182380,9
CHƯƠNG II
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1 Thiết kế bộ truyền đai
2.1.1 Yêu cầu
Công suất cần truyền N
dc
=2,2 (k.W)
Số vòng quay của trục dẫn n
dc
=1430 vòng/phút
Số vòng quay của trục bị dẫn n
I
=438,65 vòng/phút

Tỉ số truyền i
đai
=3,26
Tải trọng va đập TB,
Làm việc 16h/ngày, 300 ngày/năm , thời gian sử dụng 5 năm
Sử dụng động cơ điện không đồng bộ
Truyền động thường.
Thiết kế đai thang.
Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc
được trong điều kiện môi trường ẩm ướt, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm,
lại có sức bền và tính đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động có
vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ.
2.1.2 Chọn loại đai
Giả thiết chọn vận tốc đai v>10m/s có thể dùng đai loại O hoặc A bảng (5-13) [3].
Ta tính theo cả hai phương án và chọn phương án nào có lợi hơn.
Tiết diện đai O A
Kích thước tiết diện đai axh (mm) bảng (5-11) [3]
Kích thước tiết diện đai a
0
xh
0
(mm) bảng (5-11) [3]
10x6
8,5x2,1
13x8
11x2,8
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 7 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Diện tích tiết diện đai (F,mm

2
) bảng (5-11) [3] 47 81
Định đường kính bánh đai nhỏ. Theo bảng 5-14 lấy D
1
,mm 70 100
Kiểm nghiệm vận tốc đai:
1
1
0,0749
60.1000
.1430.
D=
Dπ
=v
(m/s) (5-18) [3]
v≤v
max
=(30÷35) m/s
5,24 7,59
Tính đường kính bánh đai lớn D
2
: (5-4) [3]
12
3,1941 D=)(iD=D
1
ξ
−
(mm)
Với
ξ

=0,02 (theo tài liệu thiết kế chi tiết máy – Nguyễn
Trọng Hiệp và Nguyễn Văn Lẫm ) [3]
223,58 319,4
Lấy chuẩn D
2
theo bảng 5-15 [3] 225 320
Số vòng quay thực n
2
của trục bị dẫn trong vòng 1phút : (5-8)
phút)(vòng
D
D
=
D
D
)(=n
D
D
ξ)(=n
'
/1401,414300,0211
2
1
2
1
1
2
1
2
−−

[3]
436 437,94
Độ sai lệch tương đối:
100
2
22
n
nn
=Δ
'
−
Sai lệch so với yêu cầu dưới (3 ÷ 5%)
0,6% 0,162%
Tỉ số truyền =
n
1
n
2
'
3,28 3,265
Chọn sơ bộ khoảng cách trục A theo bảng (5-16) A D
2
(mm) 225 320
Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ
4A2
2.
2
12
21
)D(D

+)D+(D
π
+A=L
−
(5-1) [3]
940,08 1337,55
Lấy L theo tiêu chuẩn, mm bảng (5-12) [3] 950 1320
Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây
u=
v
L
(5-20)
5,52 5,75
Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã
lấy theo tiêu chuẩn

[ ]
8
82L2L
2
12
2
1221
)D(D)D+π(D+)D+π(D
=A
−−−−
(5-2)
230,67 310,66
Kiểm tra theo điều kiện:
0,55(D

1
+D
2
)+h≤A≤2(D
1
+D
2
) (5-19)
Với h tra bảng 5-11
168,25≤A
≤590
Thỏa ĐK
237≤A
≤840
Thỏa ĐK
Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai: (5-20)
A
min
=A-0,015L (mm)
216,42 290,86
Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng: (5-20)
A
max
=A+0,03L (mm)
259,17 350,26
Tính góc ôm
α
1
=180
0

−
D
2
− D
1
A
57
0
(5-3) ,
α
1
≥120
0
(5-21) 141,7 139,63
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 8 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Xác định số đai Z cần thiết.Chọn ứng suất căng ban đầu
0
σ
=1,2N/mm
2
và theo chỉ số D
1
, tra bảng 5-17 tìm được ứng
suất có ích cho phép
[ ]
0
P
σ

(N/mm
2
)
1,45 1,51
t
C
hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng, tra bảng 5-6 0,8 0,8
α
C
hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm,

tra bảng 5-18 0,89 0,89
C
v
hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra bảng 5-19 1,04 1,02
Số đai tính theo công thức: (5-22) [3]
Z≥
[ ]
FCCCσv
vαtP
0
1000
Ν
6,28 2,46
Lấy số đai 7 3
Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
Chiều rộng bánh đai (5-23)
B=(Z-1)t+2S
t ,S tra bảng 10-3
88 52

Đường kính ngoài cùng của bánh đai (5-24)
Bánh dẫn:D
n1
=D
1
+2h
0
h
0
tra bảng 10-3
75 107
Bánh bị dẫn: D
n2
=D
2
+2h
0
230 327
Tính lực căng ban đầu: S
0
=
Fσ
0
(N) (5-25) 56,4 97.2
Lực tác dụng lên trục:
2
sin3S
1
0
α

Z=R
(N) (5-26) 1118,86 821,07
Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A, vì có số đai ít hơn, chiều rộng
và lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với phương án dùng đai loại O.
2.2 Thiết kế bộ truyền xích
2.2.1 Yêu cầu
Công suất làm việc: N
I
= 2 (k.W)
Số vòng quay trục dẩn: n
I
= 438,65 vg/ph.
Số vòng quay trục bị dẩn: n
II
=146,22 vg/ph.
Chế độ làm việc: 5 năm, 300 ngày/năm, 16 giờ/ngày.
2.2.2 Chọn loại xích
Chọn loại xích ống con lăn, vì loại này rẻ hơn loại xích răng, mặt khác không yêu
cầu bộ truyền phải làm việc êm, không ồn.

2.2.3 Định số răng đĩa xích Z
1
, Z
2
Tỉ số truyền của bộ truyền xích
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 9 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
i
xích

=
3
22,146
65,438
==
II
I
n
n
Chọn số răng đĩa xích nhỏ Z
1
theo bảng (6- 3): Z
1
= 25
 Số răng đĩa xích lớn: Z
2
= i
xích
. Z
1
= 3. 25= 75
2.2.4 Định bước xích t
Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề và
số vòng quay trong 1 phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn.
Hệ số điều kiện sử dụng k: (6-6)
k= k
đ
. k
A
. k

o
. k
đc
. k
b
. k
c
= 1,2. 1. 1. 1,25. 1,5. 1,25= 2,8
Trong đó :
k
đ
= 1,2 : Hệ số xét đến tính chắt tải trọng (tải trọng va đập trung bình).
k
A
= 1 : Hệ số xét đến chiều dài xích (Giả sử A= (30÷ 50)t ).
k
o
= 1 : Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền (đường nối 2 tâm đia xích
làm với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60
0
).
k
đc
= 1,25 : Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích (trục không
điều chỉnh được và cũng không có đĩa hoặc con lăn căng xích).
k
b
= 1,5 : Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn định kì).
k
c

= 1,25 : Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca).
Công suất tính toán N
t
: (6-7)
N
t
= k. k
Z
. k
n
. N= 2,8.1.0,91. 2=5,096 (k.W).
Trong đó :
N= 2 (k.W): Công suất danh nghĩa.
k
Z
=
1
25
25
1
1
==
Z
Z
o
: Hệ số răng đĩa dẫn.
k
n
=
91,0

65,438
400
1
==
I
o
n
n
: Hệ số vòng quay đĩa dẫn ( lấy n
01
= 400vg/ph là
số vòng quay cơ sở, tra bảng (6- 4).
Bước xích được chọn theo bảng (6- 4), thỏa điều kiện: N
t
≤ [N] => Với
n
o1
=400 vg/ph. Chọn được xích ống con lăn một dãy (ҐOCT 10947- 64), có:
Bước xích: t= 15,875 (mm).
Diện tích băn lề: F= 67,5 (mm
2
).
Công suất cho phép: [N]= 5,1 (k.W).
Với loại xích này, theo bảng (6- 1), ta được:
Các kích thước chủ yếu của xích: C= 9,65; D=10,16; l
1
=23,7 ;
b= 14,73; d=5,08; l=13,28.
Tải trọng phá hỏng: Q= 23 000 (N).
Khối lượng 1 mét xích: q= 0,96 (kg).

Kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa xích dẫn theo điều kiện: n
I
≤ n
gh
Với n
gh
– số vòng quay giới hạn, phụ thuộc bước xích và số răng đĩa xích.
Tra bảng (6- 5) => n
gh
≈ 2125 (vg/ph)
=>Thỏa mãn điều kiện n
I
= 438,65 ≤ n
gh
=2125
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 10 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
2.2.5 Định khoảng cách trục A và số mắc xích X
Chọn khoảng cách trục sơ bộ: A= (30÷ 50)t => Chọn A= 40t
Số mắc xích X : (6-4)
58,131
40
.
2
257540.2
2
7525
.
2

2
2
22
1221
=






−
++
+
=






−
++
+
=
t
t
t
t
A

tZZ
t
AZZ
X
ππ
 Lấy số mắc xích X= 132
Số lần va đập trong một giây của bản lề xích u :(6-16)
u=
54,5
132.15
65,438.25
.15
.
1
==
X
nZ
I
Theo bảng (6- 7),số lần va đập cho phép trong một giây [u]= 45
 Điều kiện u ≤ [u] thỏa.
Tính chính xác khoảng cách trục A (6-3) theo số mắc xích đã chọn
X= 132 :
mm
ZZZZ
X
ZZ
X
t
A
12,643

2
2575
.8
2
7525
132
2
7525
132
4
875,15
2
.8
224
22
2
12
2
21
1
=















−
−






+
−+
+
−=















−
−






+
−+
+
−=
π
π
Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá. Ta giảm
khoảng cách trục A một khoảng ∆A= 0,003A= 1.93 mm
Lấy A= 642 mm
2.2.6 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích
Đường kính vòng chia đĩa dẫn : (6-1)
d
c1
=
66,126
25
180
sin
875,15
180
sin

0
1
0
==
Z
t
mm
Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn :
d
c2
=
09,379
75
180
sin
875,15
180
sin
0
2
0
==
Z
t
mm
2.2.7 Tính lực tác dụng lên trục
Lực R tác dụng lên trục : (6-17)
R≈ k
t
. P=

7,792
65,438.875,15.25
2.15,1.10.6

10.6
77
≈=
ntZ
Nk
t
N
2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 11 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
2.3 Thiết kế bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)
2.3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng (dựa vào bảng 3-6 và 3-8)
Để đảm bảo cặp bánh răng ăn mòn đều khi làm việc với thời gian dài và ăn khớp
tốt, chúng em chọn độ cứng của bánh răng nhỏ lớn hơn so với độ cứng của bánh
răng lớn khoảng (25
÷
50) HB.
HB
1
= HB
2
+ (25
÷
50) HB
Bánh răng nhỏ: thép 45 thường hóa có độ cứng: HB= 190

600
=
b
σ
N/mm
2
300=
ch
σ
N/mm
2
(theo giả thuyết đường kính phôi dưới 100 mm )
Bánh răng lớn: thép 35 thường hóa có độ cứng: HB= 160
500
=
b
σ
N/mm
2
260=
ch
σ
N/mm
2
(theo giả thuyết đường kính phôi từ 100 mm đến 300 mm )
2.3.2 Định ứng suất cho phép
a. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
[
σ
]

tx
= [
σ
Notx
].k’
N
3-1 [3]
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :
Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên ta có:
N
tđ2
= 60.u.
∑








2
max
M
M
i
.n
i
.T
i

3-4 [3]
Trong đó: M
i
; n
i
; T
i
- momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số
giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.
M
max
- momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng.
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 12 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
u – Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
=> N
tđ2
= 5.16.300.60.40,96.[(0,8)
2
.1 +1
2
.6+ (0,9)
2
.1]
= 4,39.10
8
> N
0
= 10

7
( bảng 3-9)
Với N
0
là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3 – 9)
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:
N
tđ1
= i.N
tđ2
= 3,57.4,39.10
8
= 1,56.10
9
> N
0
=> K’
N


= 1 ( hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc )
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[
σ
]
tx2
= [
σ
Notx
].k’

N
= 2,6.160 = 416 N/mm
2
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[
σ
]
tx1
= [
σ
Notx
].k’
N
= 2,6.190 = 494 N/mm
2
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [
σ
]
tx2
= 416 N/mm
2
b. Xác định ứng suất uốn cho phép
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :
N
tđ2
= 60.u.
∑









m
i
M
M
max
.n
i
.T
i
3-8
Với m là bậc đường cong mỏi uốn, có thể lấy m = 6

(đối với thép thường
hóa)

Trong đó: M
i
; n
i
; T
i
- momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số
giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.
M
max

- momen lớn nhất tác dụng lên bánh răng.
u – Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
=> N
tđ2
= 5.16.300.60.40,96.[(0,8)
6
.1 +1
6
.6+ (0,9)
6
.1]
=4.10
8
> N
0
= 10
7
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :
N
tđ1
= i.N
tđ2
= 3,57.4.10
8
= 1,42.10
9
> N
0
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 13 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái

Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Vậy cả N
tđ1
và N
tđ2
đều lớn hơn N
0
=5.10
6
=> K’’
N
= 1( hệ số chu kỳ ứng suất
uốn )
Giới hạn mỏi uốn của thép 45
1−
σ
=0,43.600=258 N/mm
2
; giới hạn mỏi uốn của
thép 35
1−
σ
=0,43.500=215 N/mm
2
.
Hệ số an toàn n=1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K
σ
=1,8
Vì bộ truyền quay 2 chiều nên

bánh răng làm việc 2 mặt và ứng suất uốn thay đổi
đổi chiều nên dùng công thức (3-6) để tính ứng suất uốn cho phép.
Bánh nhỏ:
[
σ
]
u1
=
''
1
N
k
nK
σ
σ
−
=
96,95
8,1.5,1
258
=
N/mm
2
Bánh lớn:
[
σ
]
u2
=
''

1
N
k
nK
σ
σ
−
=
63,79
8,1.5,1
215
=
N/mm
2
2.3.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = K
tt
.K
đ

Chọn hệ số tải trọng K =1,3
÷
1,5. Lấy K = 1,3
2.3.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
A
b
A
=
ψ
Do bộ truyền chịu tải trọng trung bình
A

ψ
=0,3
÷
0,45 . Lấy
A
ψ
=0,4
2.3.5 Xác định khoảng cách trục A
Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng:
A
≥
(i
bn
+ 1).
[ ]
3
2
'
2
6

.
.
.
10.05,1
n
NK
i
Abn
tx

θψσ








(CT 3-10)
K - hệ số tải trọng K = 1,3
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 14 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
N – công suất bộ truyền N = 1,83 KW
A
ψ
- hệ số chiều rộng bánh răng
A
ψ
= 0,4
[ ]
tx
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
tx
σ
= 416
i

bn
- tỷ số truyền của cặp bánh răng nghiêng i
bn
= 3,57
'
θ
- hệ số phản ứng sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh
răng nghiêng so với răng thẳng
'
θ
= 1,15
÷
1,35 . chọn
'
θ
= 1,338
2
n
- số vòng quay của trục III.
2
n
= 40,96 (vg/ph)
A
≥
(i
bn
+ 1).
[ ]
3
2

'
2
6

.
.
.
10.05,1
n
NK
i
Abn
tx
θψσ








A
≥
(3,57 + 1).
3
2
6
96,40.338,1.4,0
83,1.3,1

.
57,3.416
10.05,1








= 172,997 (mm)
Lấy A=175mm
2.3.6. Xác định vận tốc vòng V và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ răng nghiêng:
v =
)1.(1000.60
2
1000.60

1
+
=
bn
II
i
nAnd
ππ
(CT 3 – 17 )
=

)157,3.(1000.60
22,146.175.2
+
π
= 0,59 (vg/ph) < 5m/s
Với vận tốc này có thể chọn chế tạo bánh răng với cấp chính xác là 9 ( theo bảng 3-
11 ).
2.3.7 Xác định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Chiều rộng bánh răng:
b =
A
ψ
.A = 0,4.175 = 70 mm lấy b=70
Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ:
d
1
=
)1.(
2
+
bnA
i
b
ψ
=
)157,3(4,0
70.2
+
= 76,58 mm
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 15 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy

Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Hệ số tải trọng K được tính theo công thức:
K = K
tt
.K
đ
K
tt
- hệ số tập trung tải trọng
K
đ
- hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độ
rắn bề mặt răng.
Xác định hệ số K
tt
bảng

theo
d
ψ
trong bảng 3-12
d
ψ
=
1
d
b
=
58,76

70

≈
0,91
 K
tt
bảng = 1,1 ( ổ trục đối xứng sát bánh răng)
 Hệ số tập trung tải trọng:
K
tt
=
=
2
11,1
+
= 1,05
Giả sử b >
β
sin
.5,2
n
m
, với cấp chính xác là 9 và vận tốc vòng v < 3 m/s
 hệ số tải trọng động K
d
= 1,2 (bảng 3 – 14)
 Hệ số tải trọng K:
K = K
tt
.K

đ
= 1,2.1,05 = 1,26
Ta có khoảng cách chính xác của trục A:
A = A
sơ bộ
.
3
sb
K
K
= 175.
3
3,1
26,1
= 173 mm ( CT 3-21)

2.3.8 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc
nghiêng của răng
Trị số môđun pháp m
n
:
m
n
= (0,01
÷
0,02).173 = (1,73
÷
3,46) mm (CT 3 – 22 )
Chọn trị số mô đun theo tiêu chuẩn ( bảng 3-1) m
n

= 3mm
Chọn sơ bộ góc nghiêng
β
= 10
0
=> cos
β
= cos10
0

GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 16 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
2
K
tt
bảng +1
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Tổng số răng của hai bánh:
Z
t
= Z
1
+ Z
2
=
n
m
A
β
cos 2

( CT 3-28 )
=
3
10cos.173.2
=113,58
Lấy Z
t
= 114 răng
Ta có hệ phương trình sau:
Z
t
= Z
1
+ Z
2
=114 (5)
I
bn
=
1
2
Z
Z
= 3,57 (6)
Từ (5), (6) suy ra:
Số răng của bánh răng nhỏ Z
1
=
bn
t

i
Z
+
1
=
57,31
114
+

≈
24,94
Ta lấy Z
1
= 25 răng
Trị số Z
1
lớn hơn chỉ số giới hạn cho trong bảng 3-15
Số răng của bánh răng lớn Z
2
= 25.3,57
≈
89,25
Ta lấy Z
2
= 89 răng
Tính chính xác góc nghiêng
β
:
Cos
β

=
A
mZZ
n
.2
).(
21
+
=
173.2
3).8925( +
=0,988
=>
β
=
'438
0
Chiều rộng bánh răng thỏa mãn điều kiện
b=70 >
β
sin
.5,2
n
m
=
'438sin
3.5,2
'
0
= 49,49 mm

2.3.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Tính số răng tương đương của bánh răng nhỏ:
Z
tđ1
=
β
2
1
cos
Z
=
20
)'438(cos
25
≈
26 3-37
Số răng tương đương của bánh răng lớn:
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 17 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Z
tđ2
=
β
2
2
cos
Z
=
30

)'438(cos
89
≈
91
Hệ số dạng răng của bánh nhỏ: y
1
= 0,429, y
2
= 0,517 (dựa vào bảng 3-18 ).
''
θ
- hệ số ảnh hưởng sự tăng khả năng tải khi tính sức bền uốn của bánh răng
nghiêng, có thể lấy
''
θ
= 1,4
÷
1,6 ( chọn
''
θ
= 1,5 ).
Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:
"
1
2
1
6
1

10.1,19

θ
σ
bnZmy
NK
I
n
u
=

[ ]
1u
σ
≤
( công thức 3-34)

==
5,1.70.22,146.26.3.429,0
83,1.26,1.10.1,19
2
6
28,57N/mm
2

[ ]
1u
σ
≤
= 95,96 N/mm
2
Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

7,2357,28.
517,0
429,0
.
2
1
12
===
y
y
uu
σσ
N/mm
2

[ ]
2u
σ
≤
= 79,63 N/mm
2
2.3.10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột

Khi bánh răng chịu quá tải đột ngột (lúc mở máy, hãm máy v.v . . . ) với hệ số quá
tải K
qt
=
M
M
qt

, trong đó M là momen xoắn danh nghĩa, M
qt
là momen xoắn quá tải
cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải theo (CT 3- 14 & 3-
41):
σ
txqt
=
σ
tx
.
≤
qt
K
[
σ
]
txqt
≤
+
=
III
bn
bn
tx
nb
NKi
iA .
)1(
.

.
10.05,1
'
36
θ
σ
[
σ
]
tx
==>
87,624
96,40.70.25,1
83,1.2,2.26,1.)157,3(
.
57,3.173
10.05,1
36
=
+
=
txqt
σ
N/mm
2
Trong đó K
qt
= 2,2 (hệ số quá tải).
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (CT 5- 43) :
Bánh nhỏ: [

σ
]
txqt1
= 2,5[
σ
]
Notx
= 2,5. 494 = 1235 N/mm
2
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 18 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Bánh lớn: [
σ
]
txqt2
= 2,5[
σ
]
Notx
= 2,5. 416 = 1040 N/mm
2
Ta thấy ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải
σ
txqt
nhỏ hơn ứng suất
tiếp xúc cho phép khi quá tải [
σ
]
txqt1

và [
σ
]
txqt2
nên đảm bảo được điều kiện bền
tiếp xúc khi qua tải đột ngột.
Ứng suất uốn cho phép công thức 3-46 :
Bánh nhỏ: [
σ
]
uqt1
= 0,8.
σ
ch
= 0,8.300 = 240 N/mm
2
Bánh lớn: [
σ
]
uqt2
= 0,8.
σ
ch
= 0,8.260 = 208 N/mm
2
Kiểm nghiệm sức bền uốn công thức 3-42
Bánh nhỏ:
σ
uqt1
=

σ
u1
. K
qt

= 28,57.2,2 = 62,85 N/mm
2
< [
σ
]
uqt1
Bánh lớn:
σ
uqt2
=
σ
u2
. K
qt

= 23,7.2,2 = 52,14 N/mm
2
< [
σ
]
uqt2
Trong đó K
qt
= 2,2 (hệ số quá tải).
2.3.11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Môđun pháp: m
n
= 3mm
Số răng bánh nhỏ: Z
1
= 25
Số răng bánh lớn: Z
2
= 89
Góc ăn khớp:
n
α
= 20
0
Góc nghiêng:
β
=
'438
0
Đường kính vòng chia ( vòng lăn ):
d
1
= d
c1
=
mm
Zm
n
9,75
'438cos

25.3
cos
.
0
1
==
β

d
2
= d
c2
=
mm
Zm
n
1,270
'438cos
89.3
cos
.
0
2
==
β
Khoảng cách trục A=173 mm
Chiều rộng bánh răng b= 70 mm
Đường kính vòng đỉnh răng:
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 19 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái

Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
D
e1
= d
1
+ 2m
n
= 75,9 + 2.3 = 81,9 mm
D
e2
= d
2
+ 2m
n
= 270,1 + 2.3 = 276,1 mm
Đường kính vòng chân răng:
D
i1
= d
1
– 2m
n
– 2c = d
1
- 2,5m
n
= 75,9 – 2,5.3 = 68,4 mm
D
i2
= d

2
– 2m
n
– 2c = d
2
- 2,5m
n
= 270,1 – 2,5.3 = 262,6 mm
2.3.12 Tính lực tác dụng lên trục
Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng lực tác dụng lên bánh răng được
chia thành 3 thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm P
r
và lực dọc trục P
a
.
Lực vòng:
P =
d
M
x
2
( CT 3-49)
Với
M
x
=
n
N.10.55,9
6
( CT 3-53)

 P
1
=
N29,3150
22,146.88,75
83,1.10.55,9.2
6
=
 P
2
N54,3058
96,40.12,270
77,1.10.55,9.2
6
==
Lực hướng tâm
P
r1
=
β
α
cos
.
1 n
tgP
( CT 3-49)

01,1160
'438cos
20.29,3150

0
0
==
tg
N
N
tgtgP
P
n
r
22,1126
'438cos
20.54,3058
cos
.
0
0
2
2
===
β
α
Lực dọc trục
P
a1
= P
1
.tg
β
= 3150,29 . tg

'438
0
=483 N
P
a2
= P
2
.tg
β
= 3058,54 . tg
'438
0
= 468,93 N
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 20 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
2.4 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyền bánh thẳng)
2.4.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng (dựa vào bảng 3-6 và 3-8)
Để đảm bảo cặp bánh răng ăn mòn đều khi làm việc với thời gian dài và ăn
khớp tốt, chúng em chọn độ cứng của bánh răng nhỏ lớn hơn so với độ cứng
của bánh răng lớn khoảng (25
÷
50) HB.
HB
1
= HB
2
+ (25
÷
50) HB

Bánh răng nhỏ: thép 45 thường hóa có độ cứng: HB= 190
580
=
b
σ
N/mm
2
290=
ch
σ
N/mm
2
(theo giả thuyết đường kính phôi từ 100 mm đến 300mm)
Bánh răng lớn: thép 35 thường hóa có độ cứng: HB= 160
480
=
b
σ
N/mm
2
240=
ch
σ
N/mm
2
(theo giả thuyết đường kính phôi từ 300 mm đến 500 mm )
2.4.2 Định ứng suất cho phép

a. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
[

σ
]
tx
= [
σ
Notx
].k’
N
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :
Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên ta có:
N
tđ4
= 60.u.
∑








2
max
M
M
i
.n
i
.T

i
3-4
Trong đó: M
i
; n
i
; T
i
- momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số
giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 21 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
M
max
- momen lớn nhất tác dụng lên bánh răng.
u – Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
=> N
tđ4
= 5.16.300.60.13,65.[(0,8)
2
.1 +1
2
.6+ (0,9)
2
.1]
= 1,46.10
8
> N
0

= 10
7
( bảng 3-9)
Với N
0
là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3 – 9)
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:
N
tđ3
= i.N
tđ4
= 3.1,46.10
8
= 4,38.10
8
> N
0
=> K’
N


= 1 ( hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc )
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[
σ
]
tx4
= [
σ
Notx

].k’
N
= 2,6.160 = 416 N/mm
2
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[
σ
]
tx3
= [
σ
Notx
].k’
N
= 2,6.190 = 494 N/mm
2
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [
σ
]
tx4
= 416 N/mm
2
b. Xác định ứng suất uốn cho phép
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :
N
tđ4
= 60.u.
∑









m
i
M
M
max
.n
i
.T
i
3-8
Với m là bậc đường cong mỏi uốn, có thể lấy m = 6

(đối với thép thường
hóa)

Trong đó: M
i
; n
i
; T
i
- momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số
giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.
M

max
- momen lớn nhất tác dụng lên bánh răng.
u – Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
=> N
tđ4
= 5.16.300.60.13,65.[(0,8)
6
.1 +1
6
.6+ (0,9)
6
.1]
= 1,3.10
8
> N
0
= 10
7
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :
N
tđ3
= i.N
tđ4
= 3.1,3.10
8
= 3,9.10
8
> N
0
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 22 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy

Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Vậy cả N
tđ3
và N
tđ4
đều lớn hơn N
0
=5.10
6
=> K’’
N
= 1( hệ số chu kỳ
ứng suất uốn )
Giới hạn mỏi uốn của thép 45
1−
σ
=0,43.580= N/mm
2
; giới hạn mỏi uốn của
thép 35
1−
σ
=0,43.480=206,4 N/mm
2
.
Hệ số an toàn n=1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K
σ
=1,8
Vì bộ truyền quay 2 chiều nên

bánh răng làm việc 2 mặt và ứng suất uốn thay
đổi đổi chiều nên dung công thức (3-6) để tính ứng suất uốn cho phép.
Bánh nhỏ:
[
σ
]
u3
=
''
1
N
k
nK
σ
σ
−
=
37,92
8,1.5,1
4,249
=
N/mm
2
Bánh lớn:
[
σ
]
u4
=

''
1
N
k
nK
σ
σ
−
=
44,76
8,1.5,1
4,206
=
N/mm
2
2.4.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng
K = K
tt
.K
đ

Chọn hệ số tải trọng K =1,3
÷
1,5 Lấy K = 1.3
2.4.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
A
b
A
=
ψ

:
Do bộ truyền chịu tải trong trung bình
A
ψ
=0,3
÷
0,45 . Lấy
A
ψ
=0,4
2.4.5 Xác định khoảng cách trục A

Đối với bộ truyền bánh răng thẳng:
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 23 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
A
≥
(i
bt
+ 1).
[ ]
3
3
2
6
.
.
.
.

10.05,1
n
NK
i
Abt
tx
ψσ








(CT 3- 9)
K - hệ số tải trọng K = 1,3
N – công suất bộ truyền N = 1,77 KW
A
ψ
- hệ số chiều rộng bánh răng
A
ψ
= 0,4
[ ]
tx
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
tx

σ
= 416
i
bt
- tỷ số truyền của cặp bánh răng thẳng i
bt
= 3
3
n
- số vòng quay của trục IV.
3
n
= 13,65 (vg/ph)
A
≥
(i
bt
+ 1).
[ ]
3
3
2
6
.
.
.
.
10.05,1
n
NK

i
Abt
tx
ψσ








A
≥
(3 + 1).
3
2
6
65,13.4,0
77,1.3,1
.
3.416
10.05,1









= 267,26 (mm)
Lấy A=272,5mm
2.4.6 Xác định vận tốc vòng V và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ răng thẳng:
v =
)1.(1000.60
2
1000.60

1
+
=
bt
IVIV
i
nAnd
ππ
(CT 3 – 17 )
=
)13.(1000.60
65,13.5,272 2
+
π
= 0,097 (vg/ph)
Với vận tốc này có thể chọn chế tạo bánh răng với cấp chính xác là 9 (theo bảng 3-
11)
2.4.7 Xác định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
rộng bánh răng:
b =

A
ψ
.A = 0,4.272,5 = 109 mm
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 24 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ:
d
3
=
)1.(
2
+
btA
i
b
ψ
=
)13(4,0
109.2
+
= 136,25 mm
Hệ số tải trọng K được tính theo công thức:
K = K
tt
.K
đ
K
tt
- hệ số tập trung tải trọng

K
đ
- hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độ
rắn bề mặt răng.
Xác định hệ số K
tt
bảng

theo
d
ψ
trong bảng 3-12
d
ψ
=
3
d
b
=
25,136
109

≈
0,8
 K
tt
bảng = 1,05 ( ổ trục đối xứng sát bánh răng)
 Hệ số tập trung tải trọng:
K
tt

=
=
2
105,1 +
= 1,025
 hệ số tải trọng động K
d
= 1,2 (bảng 3 – 14 )
 Hệ số tải trọng K:
K = K
tt
.K
đ
= 1,2.1,025 = 1,23
Ta có khoảng cách chính xác của trục A:
A = A
sơ bộ
.
3
sb
K
K
= 272,5.
3
3,1
23,1
= 267,518 mm ( CT 3-21)
Lấy A=267,5mm
2.4.8 Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng
Môđun được chọn theo khoảng cách trục A như sau:

m = (0,01
÷
0,02)A = (0,01
÷
0,02).267,5 = ( 2,675
÷
5,35) mm (CT 3 –
22 )
GVHD: Th.S Huỳnh Quốc Khanh - 25 - SVTH: Nguyễn Quốc Huy
Nguyễn Đức Thái
2
K
tt
bảng +1