Bài tập về cơ sở thiết kế máy

Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

Bài tập 11:
Hãy thiết kế bộ truyền động đai (1-đai dẹt và 2-đai thang), tải trọng ổn định, quay 1
chiều, bộ truyền đọng nằm ngang với các thông số sau:
Thông số
Công suất cần truyền (kw)
Số vòng quay trục dẫn (vg/phút)
Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút)
Số ca làm việc trong ngày

Phương án 1
3.5
1450
480
2

Phương án 2
5
1460
500
2

Phương án 3
1.5
1460
600
2

Bài làm
PHƯƠNG ÁN 1:
a. Thiết kế bộ truyền đai dẹt: (TLTK_Thiết kế chi tiết máy
Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm)
1. Do bộ truyền động đai được thiết kế được sử dụng làm việc ở chế độ tải trọng ổn
định nên ta chọn loại đai vải cao su.
2. Đường kính bánh đai nhỏ d1:
d1 = (1100 ÷1300) 3

R1
3.5 ∗1000
= (1100 ÷1300 ) 3
= (147.56 ÷174,74 ) mm
n1
1450

Chọn bán kính: d1=160 mm
Kiểm tra vận tốc đai theo điều kiện:
πd1n1
V =
≤ (25 ÷ 30) m/s
60.1000
π .160.1450
=
= 12,15 m/s
60.1000

3. Đường kính bánh đai lớn d2:
d 2 = (1 − ξ ) ud1 = (1 − 0.01)

1450
160 = 478,5 (mm)
480

Chọn d2=500 mm.
- Số vòng quay thực n’2 của bánh bị dẫn:
n'2 = (1 − ξ ) n1

-

d1
160
= (1 − 0,01)1450
= 459 (vòng/phút)
d2
500

Sai số về số vòng quay:

480 − 459
= 4,4%
480
Sai số ∆n nằm trong khoảng cho phép ( 3 ÷ 5) % , do đó không cần phải tra lại d1 và
∆n =

d2.
4. Xác định khoảng trục a và chiều dài đai L:
- Chiều dài tối thiểu:
LMin =

V
12,15
=
= 4,05m = 4050(mm)
3÷5
3

Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 1


Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

-

Khoảng cách trục:
2



1
π ( d1 + d 2 )
π ( d1 + d 2 ) 
2 
a = L −
+  L −
 − 2( d 2 − d1 )  

4
2
2



 



2



1
π (160 + 500)
π (160 + 500) 
2 
=  4050 −
+  4050 −
 − 2( 500 − 160)  
4
2
2



 



=1497 mm
- Kiểm nghiệm điều kiện:

a ≥ ( d1 + d 2 ) = 2(160 + 500) = 1320(mm)

Tuỳ theo cách nối đai, sau khi tính toán xong cần tăng chiều dài đai thêm 100 ÷ 400
mm.
5. Góc ôm α1 :
d 2 − d1
500 − 160
= 180 0 − 57 0
= 167 0
a
1497
Thoả điều kiện α1 ≥ 120 0 đối với đai bằng chất dẻo.

α1 = 180 0 − 57 0

6. Chiều dày và chiều rộng đai:
- Chiều dày:
d
h
1
160
≤
⇒h≤ 1 =
=4
d1 40
40 40
Chọn h=4 ⇒ [σ t ] 0 = 2,25 N/mm2

-

Chiều rộng b của đai:
100 RKd
hV [σ t ]cb cα cv
Trong đó: [σ t ] 0 = 2,25 N/mm2
b≥

cb=1, Kd=1,15

(

)

cα = 1 − 0,003 180 0 − α1 = 1-,003(1800-1670)=0,961
100.3,5.1,15
= 30 mm
Vậy b ≥
4.12,15.2,25.1.0,961.0,981

Chọn b=40 mm
7. Chiều rộng B của bánh đai:
Chiều rộng B của bánh đai d ẹt khi mắt bình thường:
B = 1,1b+(10 ÷ 15) = 1,1.40+10 = 54 mm
Chọn B=50 mm
8. Lực căng:
167 0
α 
α 

F = 3F sin  1  = 3σ 0 h sin  1  = 3.1,8.40.4. sin
= 858,45 N
 2

Nhóm SVTH: Nhóm 6B

 2

2

Trang 2


Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

b. Thiết kế đai thang:
1. Chọn loại đai:
Giả sử vận tốc của đai v>5 m/s, có thể dùng đai loại A, O, b (bảng 5.13). Ta có thể
tính theo 3 phương án và chọn loại phương án nào có lợi hơn.
Tiết diện đai:
2. Định đường kính bánh nhỏ theo (bảng 5-14)
lấy d1 (mm)
Kiểm nghiệm vận tốc của đai:
πn1d1
v=
(m/s)
60.100

v3. Tính đường kính d2 của bánh đai lớn:
d 2 = (1 − ξ ) id1 (mm)
- Lấy d2 theo tiêu chuẩn (bảng 5-15)
- Số vòng quay thực n’2 của trục bị dẫn:
n'2 = (1 − ξ ) n1

-

d1
(vòng/phút)
d2

O

A

140

70

140

10,63

5,3

10,63

494,4

400

207,2
200

414,4
400

497

497

497

3,54

3,54

3,54

2,92

2,92

2,92

400

200

200

1690

845

1690

1700

875

1700

6,3

6,1

6,3

405

216

405

Sai số về số vòng quay so với yêu cầu:

n'2 − n2 497 − 480
=

= 0,0354 = 3,54 %
n2
480
Sai số ∆n nằm trong phạm vi cho phép
(3 ÷ 5)%, do đó không cần chọn lại đường kính d2
n1
Tỉ số truyền: i =
n2
∆n =

4. Chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo
bảng(5-16) a∼d2
5. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách
trục a sơ bộ theo công thức:
( d − d1 ) 2 (mm)
π
L = 2 a + ( d 2 + d1 ) + 2
2

4a

- Lấy L theo tiêu chuẩn mm (bảng 5-12).
- Nếu chiều dài loại đai dưới 1700 mm, trị
số tiêu chuẩn là trị số chiều dài trong L0, còn chiều
dài L tính toán khoảng cách trục a: L=L0+x. Nên
chiều dài L của đai o là: L=850+25=875(mm).
- Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây:
u=

v

L

Điều nhỏ hơn umax=10.
6. Xác định chính xác khoảng cách trục a
theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn:

a=

b

2 L − π ( d 2 − d1 ) +

[ ( 2L − π ( d + d ) )

Nhóm SVTH: Nhóm 6B

2

8

1

2

− 8( d 2 − d1 )

2

]

Trang 3


Bài tập cơ sở thiết kế máy
-

Khoảng cách trục a thoả mãn điều kiện:
0,55( d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2( d1 + d 2 )

Với h tra theo bảng 5-11
- Khoảng cách trục nhỏ nhất cần thiết để
mắc đai: amin = a − 0,015L (mm)
- Khoảng cách trục lớn nhất cần thiết để
tạo lực căng: amax = a − 0,03L (mm)
7. Tính góc ôm α1 , công thức:
d 2 − d1
(độ)
a
Góc ôm α1 thoả điều kiện α1 ≤ 120 0

α1 = 180 0 − 57 0

8. Xác định số đai Z cần thiết. Chọn ứng
suất căng ban đầu σ 0 = 1,2 (N/mm2) và theo
trị số d1 tra bảng 5-17 tìm được ứng suất
có ích cho phép [σ p ] 0 N/mm2
- Các hệ số:
ct (tra bảng 5-6)
cα (tra bảng 5-18)
cv (tra bảng 5-19)

- Số đai tính theo công thức:
Z≥

Lớp: Cơ khí chế biến K31
b

O

A

10,5

6

8

308

203

380

456

242

456

143,4

145,7

143,4

1,51

1,45

1,7

0,9
0,9
0,93

0,9
0,9
1,04

0,9
0,9
0,93

138

47

81

20
12,5

65

12
8
148

16
10
68

5
150
410

2,5
75
205

3,5
147
407

165,6

56,4

97,2

1415

1928

1107

1000 R
v σ p 0 ct cα cv F

[ ]

F: tiết diện đai
Số đai Z
9. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai:
B=(Z-1)t+2s (mm)
Với t, s tra bảng 10-3
- Kích thước t (mm)
- Kích thước s (mm)
- Vậy chiều rộng bánh đai B
- Đường kính ngoài của bánh đai C (mm)
tra bảng 10-3
- Bánh dẫn: d n1 = d1 + 2c
- Bánh bị dẫn: d n 2 = d 2 + 2c
10. Tính lực căng ban đầu s0:
s0 = σ 0 F (N)
Lực tác dụng lên trục S (N)
 α1 
S = 3S 0 sin  
 2

Kết luận:
Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A có số đai ít và lực tác dụng lên trục nhỏ.

Qua tính toán ta thấy, cùng điều kiện làm viêc, kích thước bộ truyền đai dẹt lớn
hơn bộ truyền đai thang.

Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 4


Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

Bài tập 12:
Hãy thiết kế bộ truyền bánh răng (1-răng trụ răng thẳng, 2-răng trụ răng nghiêng,
3-bánh răng nón răng thẳng). Biết:
Thông số
Công suất cần truyền (kw)
Số vòng quay trục dẫn (vg/phút)
Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút)
Thời gian làm việc 2 ca/ngày
- Năm
- Ngày

Phương án 1
3,27
480
141,2

Phương án 2
4,68

500
131,6

Phương án 3
1,40
600
166,7

5 năm
360 ngày

5 năm
360 ngày

5 năm
360 ngày

Bài làm
PHƯƠNG ÁN 1:
A. Bánh răng trụ răng thẳng:
Tính theo tải trọng không thay đổi và bộ truyền ăn khớp ngoài.
1. Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 50, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa
(theo bảng 3-6).
Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8):
- Thép 50:
N
σ b1 = 620 N
2 ; σ ch1 = 320
2 ; HB = 200
mm

-

mm

(Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm)
Thép 35:
N
σ b 2 = 500 N
2 ; σ ch 2 = 260
2 ; HB= 170
mm

mm

(Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm)
2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
a.Ứng suất tiếp xúc cho phép.
- Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)]
Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.107
- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ
Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.107.3,4 = 82,95.107
Với i=

n1
480
=
= 3,4
n 2 141,2

Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107
Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K N, =1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn
[σ ] tx 2 = [σ ] N .K N, =2,6.HB= 2,6. 170= 442 N 2
0 tx

-

Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ
[σ ] tx1 = [σ ] N .K N, =2,6.HB= 2,6. 200= 520 N
0 tx

Với [σ ] N tra bảng 3-9
Lấy trị số nhỏ [σ ] tx 2 =442 N/mm2 để tính
b.Ứng suất uốn cho phép

mm

mm 2

0 tx

Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 5


Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.107>No=5.106
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.107>No=5.106
⇒ K N,, = 1 .
Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều
,,
[σ ] u = (1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N
-

nK σ

-

Giới hạn mỏi uốn thép 50
σ −1 = 0,42 * σ b1 = 0,42 * 620 = 260,4 N
Giới hạn mỏi uốn thép 35
σ −1 = 0,42 * σ b 2 = 0,42 * 500 = 210 N

mm 2

mm 2

Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ

[σ ] u1 = 1,5.260,4.1 = 144,67 N mm 2
1,5.1,8

-

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn

[σ ] u 2 = 1,5.210.1 = 116,67 N mm 2
1,5.1,8

3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K
K= Ktt.Kđ=1,4
4. Chọn hệ số tải trọng bánh răng ψ A
ψA =

b
= 0,4
A

5. Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-9)
 1,05.10 6
3
A ≥ ( i + 1) 
 [σ ] tx i

2

 KN

 ψ A n2

 1,05.10 6
= ( 3,4 + 1) 
 442.3,4
3

2

 1,4.3,27

= 149,94mm
 0,4.141,2

Lấy A=150mm
6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng [công thức (3-17)]
2πAn1
2π .150.480
m
v=

60.1000( i + 1)

=

60.1000.( 3,4 + 1)

= 1,71

s

Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9.
7. Định chính xác hệ số tải trọng K
K=Ktt.Kđ
Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi)

Kđ=1,45 (bảng 3-13)
Ta có K=1,45
Sai số ∆K =

1,45 − 1,4
= 0,036 = 3,6% <5% ít khác với trị số dự đoán nên không cần
1,4

điều chỉnh lại khoảng cách trục A.
Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 6


Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

8. Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và xác định chính xác khoảng cách
trục A:
Mô đun: m=0,01.A=0,01.150=1,5.
Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1)
- Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ):
Z1 =

2A
2.150
=
= 45,45
m( i + 1) 1,5( 3,4 + 1)

Lấy Z1=45
- Số răng bánh lớn:
Z2=i.Z1=3.45=153
Lấy Z2=153
- Xác định chính xác khoảng cách trục A
A=0,5m(Z1+Z2)=0,5.1,5.(45+153)=148,5mm
- Chiều rộng bánh răng
b=ψ A . A = 0,4.148,5 = 59,4mm
9. Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng
- Số răng tương đương
Bánh nhỏ: Ztđ1=Z1=45
Bánh lớn: Ztđ2=Z2=153
Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng
Bánh nhỏ: y1=0,483
Bánh lớn: y2=0,517
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-33)]
19,1.10 6 KN
19,1.10 6.1,45.3,27
=
2
y1 m 2 Z 1 n1b
0,483.(1,5) .45.480.59,4
= 64,95 N
< [σ ] u1 = 144,67 N
mm 2
mm 2

σ u1 =

-

Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)]
σ u 2 = σ u1

y1
0,483
= 64,95.
= 60,68 N
< [σ ] u 2 = 116,67 N
mm 2
mm 2
y2
0,517

10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]:
Bánh nhỏ: [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] N = 2,5.520 = 1300 N
2
mm

otx 1

Bánh lớn:
-

otx 2

= 2,5.442 = 1105 N

Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]:
Bánh nhỏ: [σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.320 = 256 N
Bánh lớn:

-

[σ ] txqt 2 = 2,5[σ ] N

mm 2

mm 2

[σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.260 = 208 N mm 2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-13) và (3-41)]

Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 7


Bài tập cơ sở thiết kế máy
σ txqt = σ tx K qt =
1,05.10 6
=
148,5.3,4

Lớp: Cơ khí chế biến K31
1,05.10 6
A.i

( i + 1) 3 KN .1

( 3,4 + 1) 31,45.3,27
48.141,2

bn2

= 456,36 N

mm 2

- Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và
bánh nhỏ.
- Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ]
Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 64,95 N
2 < [σ ] uqt1
mm

Bánh lớn:

σ uqt 2 = σ u 2 K qt = 60,68 N

mm 2

< [σ ] uqt 2

11. Các thông số hình học của bộ truyền
- Môdun: m=1,5.
- Số răng: Z1=45; Z2=153

- Góc ăn khớp: α = 20 0
- Đường kính vòng chia (vòng lăn):
dc1=d1=mZ1=1,5.45=67,5 mm
dc2=d2=mZ2=1,5.153=229,5 mm
- Khoảng cách trục A=148,5 mm
- Chiều rộng bánh răng b=59,4mm
- Đường kính vòng đỉnh
De1=dc1+2m =67,5+ 2.1,5=70,5 mm
De2=dc2+2m= 229,5+2.1,5=232,5 mm
- Đường kính vòng chân
Di1=dc1-2m-2c=dc1-2m-2.0,25m=dc1-2,5m=67,5-2,5.1,5=63,75 mm
Di2=dc2-2m-2c=dc2-2m-2.0,25m=dc2-2,5m=229,5-2,5.1,5=225,75 mm
12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)]
-

2 M x 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,27
=
=
= 1927,69 N
d1
d1 n1
67,5.480
Lực hướng tâm: Pr=Ptg α = 1927,69.tg200=701,6 N.

Lực vòng: P =

B. Bánh răng trụ răng nghiêng:
Tính theo tải trọng không thay đổi
1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa
(theo bảng 3-6).

Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8):
- Thép 45
N
σ b1 = 600 N
2 ; σ ch1 = 300
2 ; HB = 200
mm

-

mm

(Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm)
Thép 35
N
σ b 2 = 500 N
2 ; σ ch 2 = 260
2 ; HB= 170
mm

mm

(Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm)
2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
a.Ứng suất tiếp xúc cho phép.
- Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)]
Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 8

Bài tập cơ sở thiết kế máy

-

Lớp: Cơ khí chế biến K31

Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.107
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ
Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.107.3,4 = 82,95.107
Với i=

n1
480
=
= 3,4
n 2 141,2

Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107
,
Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K N =1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ
[σ ] tx1 = [σ ] N .K N, =2,6.HB= 2,6. 200= 520 N 2
mm

0 tx

-

Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn

[σ ] tx 2 = [σ ] N .K N, =2,6.HB= 2,6. 170= 442 N
0 tx

Với [σ ] N tra bảng 3-9

mm 2

0 tx

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [σ ] tx 2 = 442 N mm 2
b.Ứng suất uốn cho phép
- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.107>No=5.106
- Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.107>No=5.106
⇒ K N,, = 1 .
Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều
(1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N,,
[σ ] u =
nK σ

-

Giới hạn mỏi uốn đối với thép 45
σ −1 = 0,43 * σ b1 = 0,43 * 600 = 258 N

mm 2

Giới hạn mỏi uốn đối với thép 35
σ −1 = 0,43 * σ b = 0,43 * 500 = 215 N

mm 2

Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ

[σ ] u1 = 1,5.258.1 = 143,3 N mm 2
1,5.1,8

-

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn

[σ ] u 2 = 1,5.215.1 = 119,4 N mm 2
1,5.1,8

3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K
K= Ktt.Kđ=1,3
4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
Bộ truyền chịu tải trọng trung bình ψ A =

b
= 0,3
A

5.Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-10), lấy θ = 1,25
 1,05.10 6
A ≥ ( i + 1) 3 
 [σ ] tx i

2

 KN

= ( 3,4 + 1) 3
ψ
θ
n
 A 2

2

 1,05.10 6 
1,3.3,27


= 149,45mm
442
.
3
,
4
0
,
3
.
1
,
25
.
141
,

2



Lấy A=150mm
Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 9


Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng [công thức (3-17)]
2πAn1
2π .150.480
m
v=

60.1000( i + 1)

=

60.1000.( 3,4 + 1)

= 1,71

s

Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9.
7.Định chính xác hệ số tải trọng K
K=Ktt.Kđ
Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi)
Kđ=1,2 (bảng 3-14). Giả sử b>
Ta có K=1,2
Sai số ∆K =

2,5.mn
sin β

1,3 − 1,2
= 0,036 = 7,7% <5% khác nhiều sovới trị số dự đoán nên cần
1,3

điều chỉnh lại khoảng cách trục A
A = Asobo 3

K
1,2
= 1503
= 146,1mm
K sobo
1,3

Lấy A=147mm
8.Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và xác định chính xác khoảng cách
trục A:
- Mô đun: mn=(0,01 ÷ .0,02)A=(1,47 ÷ 2,49) mm

Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1)
Lấy mn=2 mm
- Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ):
2 A cos β 2.147. cos10 0
Z1 =

mn ( i + 1)

=

2( 3,4 + 1)

= 32,9

Lấy Z1=33
Trong đó β = (8 ÷ 20) Chon β = 10
- Số răng bánh lớn:
Z2=i.Z1=3,4.33=112,2
Lấy Z2=112
- Tính chính xác góc nghiêng β công thức (3-28).
cos β =

( Z1 + Z 2 ) mn
2A

=

( 33 + 112) 2 = 0,99
2.147

⇒ β = 9 27
0

-

Xác định chính xác khoảng cách trục A
A=

-

( Z1 + Z 2 ) mn
2 cos β

=

( 33 + 112) 2 = 147mm
2. cos 9 0 27

Chiều rộng bánh răng
b=ψ A . A = 0,3.147 = 44,1mm
Chiều rộng bánh răng phải thỏa mãn điều kiện
b = 44,1 >

2,5.mn
2,5.2
=
= 30
sin β
sin 9 0 27

Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 10


Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

9.Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng
- Số răng tương đương
Z1
33
=
= 34,4
3
3 0
cos β cos 9 27

Bánh nhỏ: Ztđ1=
Lấy Ztđ1=35
Bánh lớn: Ztđ2=

Z2
112
=
= 116,69
3
cos β cos 3 9 0 27

Lấy Ztđ2=117
Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng
Bánh nhỏ: y1=0,4635
Bánh lớn: y2=0,517
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-36)]
Hệ số θ ,, = (1,4 ÷ 1,6) Lấy θ ,, = 1,5
σ u1 =

19,1.10 6 KN
19,1.10 6.1,2.3,27
=
2
2
y1 mn Z 1 n1bθ ,, 0,4635.( 2 ) .33.480.44,1.1,5

= 38,5 N

-

< [σ ] u1 = 143,3 N

mm 2

mm 2

Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)]
σ u 2 = σ u1

y1
0,4635

= 41,07.
= 36,82 N
< [σ ] u 2 = 119,4 N
mm 2
mm 2
y2
0,517

10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]:
Bánh nhỏ: [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] N = 2,5.520 = 1300 N
2
mm

otx 1

Bánh lớn:
-

otx 2

Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]:
Bánh nhỏ: [σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.300 = 240 N
Bánh lớn:

-

[σ ] txqt 2 = 2,5[σ ] N

= 2,5.442 = 1105 N

mm 2

mm 2

[σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.260 = 208 N mm 2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-14) và (3-41)]
σ txqt = σ tx K qt
1,05.10 6
=
147.3,4

1,05.10 6
=
A.i

( i + 1) 3 KN .1
θ ,bn2

( 3,4 + 1) 31,2.3,27
1,25.44,1.141,2

= 435,36 N

mm 2

Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh
nhỏ.
- Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ]

Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 38,5 N
2 < [σ ] uqt 1
Bánh lớn:

σ uqt 2 = σ u 2 K qt

mm
= 36,82 N
< [σ ] uqt 2
mm 2

11.Các thông số hình học của bộ truyền
- Môdun pháp: mn =2.
- Số răng: Z1=33; Z2=112
Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 11


Bài tập cơ sở thiết kế máy
-

Lớp: Cơ khí chế biến K31

0
Góc ăn khớp: α n = 20
Góc nghiêng β = 9 0 27
Đường kính vòng chia (vòng lăn):

mn Z1

2.33
=
= 66,9mm
cos β cos 9 0 27
mn Z 2
2.112
=
= 227,08mm
d2=
cos β cos 9 0 27

d1=

-

Khoảng cách trục A=147mm
Chiều rộng bánh răng b=44,1 mm
Đường kính vòng đỉnh
De1=dc1+2mn =66,9+ 2.2=70,9 mm
De2=dc2+2 mn = 227,08+2.2=231,08 mm
- Đường kính vòng chân
Di1=d1-2 mn -2c=d1-2 mn -2.0,25 mn =d1-2,5 mn =66,9-2,5.2=61,9 mm
Di2=d2-2 mn -2c=d2-2 mn -2.0,25 mn =dc2-2,5 mn =227,08-2,5.2=222,08 mm
12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)]
- Đối với bánh nhỏ:

Lực hướng tâm:
-

2 M x 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,27

=
=
= 1945 N
d1
d1 n1
66,9.480
P1tgα n 1945.tg 20
=
= 717,45 N
Pr1=
cos β
cos β
Pa1=P1tg β =1945tg9027=323,74N
P =

Lực vòng:

Lực dọc trục:
Đối với bánh lớn
Lực vòng:
Lực hướng tâm:
Lực dọc trục:

P1=P2=1945N
Pr2=Pa1=323,74N
Pa2=Pr1=717,45N

C.Bánh răng nón răng thẳng:
1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 50, bánh răng lớn: thép đúc 45 đều thường
hóa (theo bảng 3-6).

Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8):
- Thép 50:
N
σ b1 = 620 N
2 ; σ ch1 = 320
2 ; HB = 210
mm

-

mm

(Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm)
Thép đúc 45:
N
σ b 2 = 550 N
2 ; σ ch 2 = 320
2 ; HB= 170
mm

mm

(Phôi đúc giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm)
2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
a.Ứng suất tiếp xúc cho phép.
- Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)]
Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.107
- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ
Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.107.3,4 = 82,95.107
Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 12


Bài tập cơ sở thiết kế máy
Với i=

Lớp: Cơ khí chế biến K31

n1
480
=
= 3,4
n 2 141,2

Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107
Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K N, =1
- Ứng suất cho phép của bánh nhỏ
[σ ] tx1 = [σ ] N .K N, =2,6.HB= 2,6. 210= 546 N 2
mm

0 tx

-

Ứng suất tiếp xúc cho bánh lớn
[σ ] tx 2 = [σ ] N .K N, =2,6.HB= 2,6. 170= 442 N
0 tx

Với [σ ] N tra bảng 3-9

mm 2

0 tx

Lấy trị số nhỏ [σ ] tx 2 = 442 N mm 2 để tính toán
b.Ứng suất uốn cho phép
- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.107>No=5.106
- Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.107>No=5.106
⇒ K N,, = 1 .
- Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều
,,
[σ ] u = (1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N
nK σ

-

Giới hạn mỏi uốn đối với thép 50
σ −1 = 0,43 * σ b1 = 0,43 * 620 = 266,6 N

mm 2

Giới hạn mỏi uốn đối với thép đúc 45
σ −1 = 0,43 * σ b 2 = 0,43 * 550 = 236,5 N

mm 2

Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ n=1,5 (thép rèn) và của bánh răng lớn (thép
đúc) n=1,8; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ

[σ ] u1 = 1,5.266,6.1 = 148,1 N mm 2
1,5.1,8

-

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn

[σ ] u 2 = 1,5.236,5.1 = 109,49 N mm 2
1,8.1,8

3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K
K= Ktt.Kđ=1,4
4.Chọn hệ số tải trọng bánh răng ψ L
ψL =

b
= 0,3
L

5.Tính chiều dài nón theo [công thức (3-11)]

(

L≥
=

(



1,05.10 6
i + 1 3 
 (1 − 0,5.ψ L ) i[σ ] tx
2

)

2


KN

 0,85ψ L n2
2



1,05.10 6
1,4.3,27

3,4 + 1 3 
= 156,4mm
 (1 − 0,5.0,3).3,4.442  0,85.0,3.141,2
2

)

Lấy L=157mm
Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 13


Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng [công thức (3-18)]
2πL(1 − 0,5ψ L ) n1 2π .157.(1 − 0,5.0,3).480
m
v=

(

)

60.1000 i 2 + 1 .

=

(

)

60.1000 3,4 2 + 1 .

= 1,89

s

Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9.
7.Định chính xác hệ số tải trọng K
K=Ktt.Kđ
Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi)
Kđ=1,45 (bảng 3-13)
Ta có K=1,45
Sai số ∆K =

1,45 − 1,4
= 0,036 = 3,6% <5% ít khác với trị số dự đoán nên không cần
1,4

điều chỉnh lại chiều dài nón L.
8.Xác định môdun, số răng, chiều dài răng và xác định chính xác chiều dài nón L:
- Mô đun: ms=(0,02 ÷ 0,03)L=(0,02 ÷ 0,03)157=(3,14 ÷ 4,71)
Lấy ms=4
Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1)
- Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ):
Z1 =

2L

(i

ms

2

)

+1

=

2.157

(

)

4. 3,4 2 + 1

= 22,15

Lấy Z1=23
- Số răng bánh lớn:
Z2=i.Z1=3,4.23=78,2
Lấy Z2=78
- Xác định chính xác khoảng cách trục L công thức trong bảng (3-5)
L=0,5ms Z 1 + Z 2 =0,5.4. 23 + 78 =162,64mm
- Chiều dài răng
b=ψ L .L = 0,3.162,64 = 48,792mm
Lấy b=49mm
- Môdun trung bình:
2

mtb = m s

2

2

2

( L − 0,5b ) = 4 (162,64 − 0,5.49)
L

162,64

= 3,4mm

9.Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng
- Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo công thức trong bảng 3-5
1
i

tg ϕ1 = =
-

1
= 0,294 ⇒ ϕ1 = 16 0 23 /
3,4

Số răng tương đương bánh nhỏ [công thức (3-3)]
Ztd1=

Z1
23
=

= 23,97
cos ϕ1 cos16 0 23,

Lấy Ztd1=24
- Góc mặt nón lăn bánh lớn (bảng 3-5)
tg ϕ 2 = i = 3,4 ⇒ ϕ 2 = 73 0 36 '
Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 14


Bài tập cơ sở thiết kế máy
-

Lớp: Cơ khí chế biến K31

Số răng tương đương bánh lớn
Ztd2=

Z2
78
=
= 276,26
cos ϕ 2 cos 730 36 '

Lấy Ztd2=276
- Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng
Bánh nhỏ: y1=0,4216
Bánh lớn: y2=0,517
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-35)]

19,1.10 6 KN
19,1.10 6.1,45.3,27
σ u1 =
=
0,85. y1mtb2 Z1n1b 0,85.0,4216.( 3,4 ) 2 .23.480.49
= 40,41 N
< [σ ] u1 = 148,1 N
mm 2
mm 2

-

Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)]
σ u 2 = σ u1

y1
0,4216
= 40,41.
= 32,95 N
< [σ ] u 2 = 109,49 N
mm 2
mm 2
y2
0,517

10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]:
Bánh nhỏ: [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] N = 2,5.546 = 1365 N
2
mm

otx 1

Bánh lớn:
-

otx 2

Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]:
Bánh nhỏ: [σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.320 = 256 N
Bánh lớn:

-

[σ ] txqt 2 = 2,5[σ ] N

= 2,5.442 = 1105 N

mm 2

mm 2

[σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.320 = 256 N mm 2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-15) và (3-41)]
σ txqt = σ tx K qt

(i

1,05.10 6

=
( L − 0,5b ) i

1,05.10 6
=
(162,64 − 0,5.49) 3,4

(3,4

2

)

)

32

+ 1 KN
.1
0,85bn2

32

+ 1 1,45.3,27
= 423,5 N
mm 2
0,85.49.141,2
2

Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh

nhỏ.
- Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ]
Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 40,41 N
2 < [σ ] uqt1
mm

Bánh lớn:

σ uqt 2 = σ u 2 K qt

= 32,95 N

mm 2

< [σ ] uqt 2

11.Các thông số hình học của bộ truyền
- Môdun: ms=4.
- Số răng: Z1=23; Z2=78
- Góc mặt nón lăn:
ϕ1 = 16 0 23,
; ϕ 2 = 73 0 36 ,
- Góc ăn khớp: α = 20 0
- Đường kính vòng chia (vòng lăn):
d1=msZ1=4.23=92 mm
d2=msZ2=4.78=312 mm
Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 15

Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

-

Chiều dài nón L=162,64 mm
Chiều dài răng b=49 mm
Đường kính vòng đỉnh
De1=ms(Z1+2cos ϕ1 ) =4(23+2.cos16023,)=99,68 mm
De2= ms(Z2+2cos ϕ 2 ) = 4(78+2.cos73036,)=314,26 mm
12. Tính lực tác dụng [công thức (3-51)]
Đối với bánh nhỏ:
-

2 M x1 2 M x1 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,27
=
=
=
= 1663,92 N
Lực vòng: P1 =
d tb1
mtb Z1
mtb Z 1 n1
3,4.23.480

-

Lực hướng tâm:

Pr1=P1tg α cos ϕ1 = 1663,92.tg200cos16023 =581,03 N.
- Lực dọc trục:
Pa1=P1tg α sin ϕ1 =1663,92tg200sin161623=170,82N
Đối với bánh lớn
- Lực vòng: P1=P2=1663,92N
- Lực hướng tâm:Pr2=Pa1=170,82N
- Lực dọc trục: Pa2=Pr1=581,03N

Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 16


Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

Bài tập 13:
Hãy thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng với các thông số sau:
Thông số
Công suất cần truyền (kw)
Số vòng quay trục dẫn (vg/phút)
Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút)
Thời gian làm việc 2 ca/ngày
- Năm
- Ngày

Phương án 1
3,16
141,2

50,4

Phương án 2
4,51
131,6
45,4

Phương án 3
1,13
166,3
64,1

5 năm
360 ngày

5 năm
360 ngày

5 năm
360 ngày

Bài làm
PHƯƠNG ÁN 1:
Tính theo tải trọng không thay đổi
1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa
(theo bảng 3-6).
Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8):
- Thép 50:
σ b1 = 600 N
2 ;

σ ch1

-

mm
= 300 N
mm 2 ;

HB = 210
(Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm)
Thép 35:
σ b 2 = 500 N
2 ;
σ ch 2

mm
= 260 N
mm 2 ;

HB= 180
(Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm)
2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
a.Ứng suất tiếp xúc cho phép:
- Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)]
Ntđ2= 60un2T= 5.360.8.69.50,4.2=8,709.107
- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ
Ntđ1=Ntđ2.i= 2,8.8,709.107=24,39.107
Với i=

n1 141,2

=
= 2,8
n2
50,4

Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107
Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K’N=1
- Ứng suất cho phép của bánh lớn
[σ ] tx 2 = [σ ] N .K N, =2,6.HB= 2,6. 180= 468 N 2
0 tx

-

Ứng suất tiếp xúc cho bánh nhỏ
[σ ] tx1 = [σ ] N .K N, =2,6.HB= 2,6. 210= 546 N
0 tx

Nhóm SVTH: Nhóm 6B

mm

mm 2

Trang 17


Bài tập cơ sở thiết kế máy

Lớp: Cơ khí chế biến K31

Với [σ ] N tra bảng (3-9)
Lấy trị số nhỏ [σ ] tx 2 =468 N/mm2 để tính.
b.Ứng suất uốn cho phép:
- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=8,709.107>No=5.106
- Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,39.107>No=5.106
⇒ K N,, = 1 .
- Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều
,,
[σ ] u = (1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N
0 tx

nK σ

-

Giới hạn mỏi uốn thép 45
σ −1 = 0,42 * σ b = 0,42 * 600 = 252 N

mm 2

Giới hạn mỏi uốn thép 35
σ −1 = 0,42 * σ b = 0,42 * 500 = 210 N

mm 2

Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ

[σ ] u1 = 1,4.252.1 = 130,67 N mm 2
1,5.1,8

-

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn

[σ ] u 2 = 1,4.210.1 = 108,89 N mm 2
1,5.1,8

3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K
K= Ktt.Kđ=1,3
4.Chọn hệ số tải trọng bánh răng ψ A
ψA =

b
= 0,4
A

5.Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-9)
 1,05.10 6
A ≥ ( i + 1) 3 
 [σ ] tx i

2

 KN

= ( 2,8 + 1) 3
 ψ A n2

2

 1,05.10 6  1,3.3,16


= 193mm
 468.2,8  0,4.50,4

Lấy A=193mm
6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng [công thức (3-17)]
2πAn1
2π .193.141,2
m
v=

60.1000( i + 1)

=

60.1000.( 2,8 + 1)

= 0,75

s

Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9.
7.Định chính xác hệ số tải trọng K
K=Ktt.Kđ
Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi)
Kđ=1,1 (bảng 3-13)

Ta có K=1,1
Sai số ∆K =

1,3 − 1,1
= 0,15 = 15% >5% khác với trị số dự đoán nên cần điều chỉnh
1,3

lại khoảng cách trục A
Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 18


Bài tập cơ sở thiết kế máy
A = Asb 3

Lớp: Cơ khí chế biến K31

K
1,1
= 1933
= 182,5mm
K sb
1,3

8.Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và xác định chính xác khoảng cách
trục A:
- Môđun: m=(0,01 ÷ 0,02).A=(0,01 ÷ 0,02).182,5=(1,825 ÷ 3,65)mm
Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1), m=2,5mm
- Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ):

Z1 =

2A
2.182,5
=
= 38,4
m( i + 1) 12,5( 2,8 + 1)

Lấy Z1=39
- Số răng bánh lớn:
Z2=i.Z1=3.39=109,2
Lấy Z2=110
- Xác định chính xác khoảng cách trục A:
A=0,5m(Z1+Z2)=0,5(39+110)2,5=186,25mm
- Chiều rộng bánh răng:
b=ψ A . A = 0,4.186,25 = 74,5mm
9.Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng
- Số răng tương đương
Bánh nhỏ: Ztđ1=Z1=39
Bánh lớn: Ztđ2=Z2=110
- Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng
Bánh nhỏ: y1=0,471
Bánh lớn: y2=0,517
-

Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-33)]
σ u1 =

19,1.10 6 KN
19,1.10 6.1,1.3,16

=
= 54,97 N
mm 2
y1 m 2 Z 1 nb
0,471.(2,5) 2 .39.141,2.74,5

⇒ σ u1 < [σ u1 ] = 130,47 N / mm 2

-

Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)]
σ u 2 = σ u1

y1
0,471
= 54,97.
= 50,08 N
mm 2
y2
0,517

⇒ σ u 2 < [σ u 2 ] = 108,89 N / mm 2

10. 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]:
Bánh nhỏ: [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] N = 2,5.2,6.210 = 1365 N
2
mm

otx 1

Bánh lớn:
-

otx 2

Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]:
Bánh nhỏ: [σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.300 = 240 N
Bánh lớn:

-

[σ ] txqt 2 = 2,5[σ ] N

= 2,5.2,6.180 = 1170 N

mm 2

mm 2

[σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.260 = 208 N mm 2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-13) và (3-41)]

Nhóm SVTH: Nhóm 6B

Trang 19


Bài tập cơ sở thiết kế máy

σ txqt = σ tx K qt =
=

Lớp: Cơ khí chế biến K31
1,05.10 6
A.i

( i + 1) 3 KN .1
bn 2

1,05.10 6 3,8 3.1,1.3,16.1
= 453,79 N
mm 2
186,25.2,8
74,5.50,4

Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh
nhỏ
- Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ]
Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 130,67 N
2 < [σ ] uqt1
mm

Bánh lớn:

σ uqt 2 = σ u 2 K qt = 108,89 N

mm 2

< [σ ] uqt 2

11.Các thông số hình học của bộ truyền
- Môdun: m=2,5.
- Số răng: Z1=39; Z2=110
- Góc ăn khớp: α = 20 0
- Đường kính vòng chia (vòng lăn):
dc1=d1=mZ1=2,5.39=97,5 mm
dc2=d2=mZ2=2,5.110=275 mm
- Khoảng cách trục A=186,25 mm
- Chiều rộng bánh răng b=74,5 mm
- Đường kính vòng đỉnh:
De1=dc1+2m =97,5+2.2,5=102,5 mm
De2=dc2+2m= 275+2.2,5=280 mm
- Đường kính vòng chân:
Di1=dc1-2m-2c=dc1-2m-2.0,25m=dc1-2,5m=97,5-0,25.2,5=91,25 mm
Di2=dc2-2m-2c=dc2-2m-2.0,25m=dc2-2,5m=275-0,25.2,5=268,75 mm
12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)]
-

Lực vòng:

-

Lực hướng tâm:

Nhóm SVTH: Nhóm 6B

2 M x 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,16
=
=

= 4384,1N
d1
d1n1
97,5.141,2
Pr=Ptg α = 4384,1.tg200=1595,68 N.
P=

Trang 20