Tính toán hệ dẫn động

Website: Email : Tel : 0918.775.368
Lời Nói Đầu
Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chơng trình
đào tạo kỹ s và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc
và phơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các
máy móc ngành công - nông nghiệp và giao thông vận tải ...
Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với
thực nghiệm .Lí thuyết tính toán các chi tiết máy đợc xây dựng trên cơ sở
những kiến thức về toán học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức
bền vật liệu v.v, đợc chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn
sản xuất .
Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan
trọng nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu
những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phơng pháp tính
toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dỡng cho sinh viên
khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy
,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.
Đợc sự giúp đỡ và hớng dẫn tận tình của thầy Vũ Lê Huy cán bộ
giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy , đến nay đồ án môn học của em đã
hoàn thành. Tuy nhiên việc thiết kế đồ án không tránh khỏi sai sót em rất
mong đợc sự chỉ bảo của các thầy và sự góp ý của các bạn.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Huy đã giúp đỡ em hoàn thành công
việc đợc giao.
- 1 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
Tính toán hệ dẫn động
Phần I. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
1) Xác định công suất cần thiết của động cơ
Do động cơ làm việc với tải trọng thay đổi trong thơi gian dai ta chọn
1dn
T T=

. Công suất công tác P
ct
:
P
lv
=
. 6879.0,11
0,757
1000 1000
F v
= =
(KW)
Hiệu suất hệ dẫn động :
=


=
m
ổ lăn
.
k
bánh răng
.
khớp nối
.
xích.
m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2),
Tra bảng 2.3 (tr.94), ta đợc các hiệu suất :

ol

= 0,99 (vì ổ lăn đợc che kín)

br
= 0,98

k
= 0,99 (Hiệu suất nối trục )

x
= 0,96
= 0,99
4
. 0,98
2
. 0,99.0,96 = 0,877
Hệ số :
=
2
2 2
1
4 3,5
. 1 0,8 0,883
8 8
i i
ck
T t
T t

= + =
ữ

Công suất tơng đơng P
tđ
cần thiết đợc xác định bằng công thức:

ct
P
=
lv
.P
0,883.0,757
0,762( )
0,877
KW


= =
ta phải chọn
0,762
dc ct
P P =
(KW)
2.Tính n
lv
: n
lv
=
phvg
D
v

/5,10
200.14,3
11,0.60000
.
.60000
==

- 2 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
3. Phân phối tỷ số truyền và chọn động cơ :
n
sb
=n
lv
.u
t
, u
t
=u
h
.u
x
. Chọn u
x
=3 ; u
h
=30 ( bảng 2.4)
u
h
=u

1
.u
2
, u
t
=30.3= 90 u
1
- TST bộ truyền cấp nhanh
u
2
- TST bộ truyền cấp chậm
n
sb
=10,5.30.3=945 vg/ph
Chọn n
đc
= 1000 vg/ph với P
ct
= 0,762 kW, tra bảng P1.3 ta chọn dùng động cơ
loại 4A80B6Y3 có P
đc
=1,1kW, n
đc
= 920 vg/ph ,
4,12
=>=
T
T
T
T

mm
dn
K

Tính lại u
t
=
920
10,5
dc
lv
n
n
=
= 87,62, u
x
=3 ; u
h
=
87,62
29,21
3
t
x
u
u
= =

u
h

= u
1
.u
2
với u
1
=(1,2ữ1,3) u
2
Chọn u
1
= 1,2 u
2
Vậy u
1
= 5,93 ; u
2
= 4,93
4. Tính toán các thông số động học
P
3
=
kW
P
otx
ct
772,0
99.0.99,0
757,0
.
==

P
2
=
kW
P
olbr
796,0
99.0.98,0
772,0
.
3
==

P
1
=
kW
P
olbr
82,0
99.0.98,0
796,0
.
2
==


n
1

=
920
920 /
1
dc
k
n
vg ph
u
= =
n
2
=
1
1
920
155,14 /
5,93
n
vg ph
u
= =
n
3
=
2
2
155,14
31, 47 /
4,93

n
vg ph
u
= =
n
ct
=
3
31, 47
10,49 /
3
x
n
vg ph
u
= =

T
1
=9,55.10
6
1
1
8511,96
P
Nmm
n
=
T
2

=9,55.10
6
2
2
48999,61
P
Nmm
n
=

T
3
=9,55.10
6
3
3
234273,91
P
Nmm
n
=
Ta có bảng sau :
- 3 -
Động cơ 1 2 3 Xích
u u
k
=1 u
1
=5,93 u
2

=4,93 u
4
=u
x
=3
P(kW) 1,1 0,82 0,796 0,772 0,757
n(vg/ph) 920 920 155,14 31,47 10,49
T(Nmm) 8511,96 48899,61 234273,91
Website: Email : Tel : 0918.775.368
Phần II.Tính toán và thiết kế các bộ truyền
I)Thiết kế bộ truyền ngoài Bộ truyền xích
1. Chọn loại xích: Vì công suất P nhỏ, tải bình thờng nên ta chọn xích con
lăn với công suất chủ động P
3

2. Chọn số răng đĩa xích: Với u
x
=3 , chọn số răng đĩa xích nhỏ Z
1
=25, do
đó số răng đĩa xích lớn là Z
2
=u
x
.Z
1
=3.25=75 < Z
max
=120
Theo công thức (5.3), công suất tính toán: P

t
=P
3
.k.k
z
.k
n
, trong đó với
Z
1
=25 , k
Z
=25/Z
1
=1 , n
3
=31,47vg/ph, chọn n
01
=50vg/ph, k
n
=
01
3
50
1,59
31, 47
n
n
= =
,

k=k
0
.k
a
.k
đc
.k
đ
.k
c
.k
bt

k
0
=1(đờng tâm các đĩa xích làm với phơng nằm ngang một góc <60
0
)
k
a
=1(chọn a=40p)
k
đc
=1(điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích)
k
đ
=1,2 (tải trọng va đập nhẹ)
k
c
=1,45(bộ truyền làm việc 3 ca)

k
bt
=1,3 (bôi trơn có bụi, chất bôi trơn II)
(Bảng 5.6 5.7)
Nh vậy: k=1.1.1.1,2.1,45.1,3=2,262
P
t
=0,772.2,262.1.1,59= 2,777 kW
Theo bảng 5.5 với n
01
=50vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bớc xích
p=25,4mm thoả mãn điều kiện độ bền mòn P
t
[P]=3,20kW
3. Khoảng cách trục a:
Khoảng cách trục nhỏ nhất đợc giới hạn khe hở cho phép giữa các đĩa xích,
ta có : a
min
= 0,5(d
a1
+d
a2
)+(30ữ50)
Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lợng bản thân xích gây nên,
khoảng cách trục không nên quá lớn: a a
max
=80p
Ta chọn sơ bộ a=40p=40.25,4=1016mm
Số mắt xích :
( ) ( )

..
.4
2
2
2
2
1221
p
a
ZZZZ
p
a
x


+
+
+=

( ) ( )
2
2
25 75 75 25
2.1016
.25, 4 131,59.
25, 4 2 4.3,14 1016
x
+
= + + =
Lấy số mắt xích x

c
=132
Tính lại khoảng cách trục a:
- 4 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
a

= 0,25p{x
c
-0,5(Z
2
+Z
1
)+
( )
[ ]
( )
2
12
2
12
25,0







+

ZZ
ZZx
c
}
a

= 0,25.25,4[132- 0,5.100+
( )
2
2
14,3
2500.2
50132

]
a

=6,35(82+78,85)=1021mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm a một lợng a=0,003a3mm
Vậy a =a

- a=1018mm
Số lần va đập của xích : Theo CT (5.14): i=Z
1
.n
3
/15x =25.31,47/15.132
i=0,4<[i] =25 (bảng 5.9)
4. Kiểm nghiệm về độ bền

- Theo CT(5.15) : Hệ số an toàn s =
vtd
FFFk
Q
++
0
.
Theo bảng (5.2) : Q-Tải trọng phá hỏng , Q=56700N
k
đ
Hệ số tải trọng động , k
đ
=1,2,ứng với chế độ làm việc
trung bình
v =
1 3
25.25, 4.31,47
0,33 /
60000 60000
Z pn
m s= =
F
t
Lực vòng, F
t
=
3
1000.
1000.0,772
2339,4

0,33
P
N
v
= =
F
v
- Lực căng do lực ly tâm sinh ra , F=qv
2
Tra bảng (5.2) q=2,6kg (khối lợng 1m xích)
F
v
=2,6.0,33
2
=0,28 N
F
0
-Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra
F
0
=9,81.k
f
.q.a , k
f
- hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và
vị trí bộ truyền, lấy k
f
=1(góc nghiêng lớn hơn40
0
)

F
0
=9,81.1.25,4.1,018=253,66 N
Vậy s =
56700
18,52
1, 2.2339,4 253, 66 0, 28
=
+ +
Theo bảng 5.10 với n
01
=50vg/ph ; [s]=7 ,vậy s >[s] .Do đó bộ truyền
xích đảm bảo độ bền
- Kiểm tra độ bền tiếp xúc của đĩa xích
( )
[ ]
H
d
vddtr
H
kA
EFkFk


+
=
.
..
47,0
F

vđ
-Lực va đập trên m dãy xích
F
vđ
=13.10
-7
.n
3
.p
3
.m=13.10
-7
.31,47 .25,4
3
.1=0,67N
A- Diện tích chiếu, bảng (5.12): A=180mm
2
, k
đ
=1,2 , k
d
=1(xích một dãy)
k
r
-Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích , k
r
=0,42
E - Modun đàn hồi , E=
21
21

2
EE
EE
, Lấy E= 2,1.10
5
MPa
- 5 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368

( )
5
0,42 2339,4.1, 2 0,67 .2,1.10
0,47 551,3
180.1
H
MPa

+
= =
Theo bảng 5.11 ta dùng thép 45,tôi cải thiện có độ cứng HB170... 210,
có
[ ]
MPa
H
600...500=

5. Đờng kính đĩa xích: Theo CT(5.17) ta có:
Đờng kính vòng chia của đĩa xích đợc xác định:
d
1

=p/sin(/Z
1
)=25,4/sin(/25) =202,66mm
d
2
=p/sin(/Z
2
)=25,4/sin(/75) =606,56mm
d
a1
=p[0,5 + cotg(/Z
1
)]=213,76mm
d
a2
=p[0,5 + cotg(/Z
2
)]=618,73mm
6. Tính lực tác dụng lên trục
F
r
=k
x
.F
t
, với k
x
=1,15(vì bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40
0
)

F
r
=1,15.2339,4=2690,31N
II. Tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc.
1.Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng
a. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu bánh lớn giống bánh nhỏ
Thép 45 tôi cải thiện đạt đợc cơ tính sau :
Bánh nhỏ : HB
1
= 200 (HB);
b1
= 600 (MPa);
ch1
= 340 (MPa).
Bánh lớn : HB
2
= 190 (HB);
b2
= 600 (MPa);
ch2
= 340 (MPa).
b.Xác định ứng suất cho phép.
ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ ]
( )
HLxHVRHHH
KKZZS
lim

=

Chọn sơ bộ Z
R
Z
V
K
xH
= 1
[ ]
HHLHH
SK
lim

=
S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - S
H
=1,1.
limH

: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
limH

= 2HB + 70
Hlim1
= 470 (MPa);
Hlim2
= 450 (MPa)

K
HL
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và
chế độ tải trọng :
K
HL
=
H
m
HEHO
NN

m
H
: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc m
H
= 6 .
N
HO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30.H
4,2
HB

H
HB
: độ rắn Brinen.
2,4 7

1
30.200 1.10
HO
N =
N
HO2
= 30 . 190
2,4
= 0,883 . 10
7

- 6 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng theo ct (6.7).
( )
cki
3
1ijiHE
t/t.T/T.t.n.c.60N
=
c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lợt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ

làm việc ở chế độ i của bánh răng j đang xét.

3 7
1
4
60.1.20000.920 1 55, 2.10
8
HE
N

= =
ữ



= + =
ữ

3 3 7
HE2
4 3,5
N 60.1.20000.920. 1 (0,8) . 79,93.10
8 8
Nhận thấy : N
HE1
> N
HO1
, N
HE2
> N

HO2
=> lấy N
HE
= N
HO
để tính, =>
K
HL1
= K
HL2
= 1
Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép :
[
H
]
1
=
3,427
1,1
1.470
=
(MPa) ;
[
H
]
2
=
1,409
1,1
1.450

=
(MPa)
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên trị số [
H
] đợc lấy
theo giá trị trung bình của [
H1
] và [
H2
] :
[ ] [ ] [ ]
( )
1 2
/ 2 418, 2
H H H

= + =
(MPa)
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :


[ ]
H

max
= 2,8.
ch2
= 2,8.340 = 952 (Mpa)

ứng suất uốn cho phép :

[ ]
( )
o
F F lim F R S xF FC FL
/ S Y Y K K K
=
Chọn sơ bộ Y
R
. Y
S
. K
xF
= 1 =>
[ ]
( )
o
F F lim F FC FL
/S K K =
o
F lim

: ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
Tra bảng 6.2 :

F lim
= 1,8HB


F lim1
= 1,8 . 200 = 360 (MPa).

F lim2
= 1,8 . 190 =342 (MPa).
S
F
: Hệ số an toàn khi tính về uốn . Bảng 6.2, ta có S
F
= 1,75
K
FC
: hệ số xét đến ảnh hởng của đặt tải. Với tải trọng một phía
=> K
FC
= 1
K
FL
: hệ số tuổi thọ
K
FL
=
F
m
FEFO
NN

m
F
: bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , m
F

= 6 với
HB <350 hoặc có mài lợn chân răng.
- 7 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
FO
= 4.10
6
đối với tất cả các loại thép
N
EE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.

( )
F
m
FE j i i 1 i ck
N 60.c.n . t . T / T .t / t=


= =
ữ

6 7
FE1
4
N 60.1.20000.920. 1 . 55,2.10

8

( )

= + =
ữ

6
6 7
FE2
4 3,5
N 60.1.20000.920. 1 0,8 67,86.10
8 8
Ta có : N
FE
> N
FO
=> để tính toán ta lấy N
FE
= N
FO
=> K
FL1
= K
FL2
= 1
Thay vào công thức trên ta tính đợc :
[
F1
] = 360.1,1 / 1,75 = 226,29 (MPa)

[
F2
] = 342.1,1 / 1,75 = 214,97 (MPa)
ứng suất uốn cho phép khi qúa tải :
[
F1
]
Max
= 0,8 .
ch3
= 0,8 . 580 = 464 (MPa)
[
F2
]
Max
= 0,8 .
ch4
= 0,8 . 450 = 360 (MPa)
c. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
a
w1
= K
a
(u + 1)
[ ]


1 H
3
2

H ba
T .K
.u.
T
3
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp nhanh, (N.mm)
T
1
= 8511,96 (N.mm)
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng
6.5 ta chọn K
a
=43

ba
: hệ số chiều rộng bánh răng,
ba
= b
w
/a
w
, theo bảng 6.6 ta chọn

ba
= 0,4
=>
bd
= 0,53

ba
(u +1) = 0,53 . 0,4 (5,93 + 1) = 1,47
K
H
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
răng .
Tra theo
bd
ứng với bảng 6.7 , sơ đồ 3 ta có : K
HB
= 1,24
[
H
] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [
H
]=418,2 (MPa)
Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục :
a
w1
= 43 .(6,42 + 1).

3
2
8511,96.1,24
87,65
418,2 .5,93.0,3
(mm)
Chọn a
w1
= 90 (mm)

d. Các thông số ăn khớp.
- 8 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) a
w1
= 0,9ữ 1,8(mm)
Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5 (mm)
Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: = 30
o
=> cos = 0,866
=> số răng bánh nhỏ (bánh 1) :
( ) ( )

= =
+ +
w
1
2.a .cos 2.90.0,866
Z 15
m u 1 1,5 5,93 1
Ta lấy Z
1
= 15 (răng)
=> số răng bánh lớn (bánh 2) : Z
2
= u.Z
1
= 5,93.15 = 89 (răng)
ta lấy Z
2

= 89 (răng)
Do vậy tỷ số truyền thực : u
m
= Z
2
/ Z
1
= 89/ 15 = 5,93
Tính lại : cos = m(Z
1
+ Z
2
) / 2a
w1
= 1,5.(15 + 89)/ 2. 90 = 0,866
=> =
0
30,003
Nh vậy, ta có các thông số về bánh răng :
Đờng kính vòng chia :
d
1
= d
w1
= m . Z
1
/ cos = 1,5.15 / 0,866 25,98(mm)
d
2
= d

w2
= m . Z
2
/ cos = 1,5 .89 / 0,866 154,16 (mm)
Chiều rộng vành răng b
w
=
a
. a
w
= 0,4 .90 = 36 (mm)
e. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt
răng làm việc
H
phải thoả mãn điều kiện sau :
H


[
H
]

H
= Z
M
Z
H
Z

+
1 H m
2
w m 1
2.T .K .(u 1)
b .u .d
w
Trong đó :
Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng của cơ tính vật liệu bánh răng
tra bảng 6.5 ta có Z
M
= 274 (
1/3
MPa
)
Z
H
: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
tw
b


2sin
cos2

b
: góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : tg

b
= cos

t
. tg

=>

b
= arctg(cos

t
. tg

)


t
: góc prôfin răng :

t
= arctg(tg

/ cos

)
Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên góc ăn khớp

tw
=

t


: góc prôfin gốc, theo TCVN 1065-71 lấy

= 20
o

=>

tw
=

t
= arctg(tg20/ 0,866) =
0
22,797
=>

b
= arctg(cos22,797 . tg30,033) =
0
28,06

- 9 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
=> Z
H
=
( )
2.cos28,06
sin 2.22,797
=1,57
Z

: Hệ số xét đến sự trùng khớp răng


: hệ số trùng khớp dọc :

= b
w
sin

/(m

)
với b
w
=
ba

. a
w

= 0,4 . 90 = 36 (mm)
=>

=
36 . sin30,003 / (3,14 . 1,5)
= 3,822


> 1 => Z

đợc xác định bằng hệ thức Z

=


1
, với


là hệ số trùng
khớp ngang:





= + = + =

ữ
ữ

1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 cos 1,88 3,2 .0,866 1,41
Z Z 15 89
=> Z

=
1
1,41
= 0,842
K
H
: Hệ số tải trọng
K
H
= K
H
.K
H
. K
Hv
Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ : d
w1
= 25,98 (mm)
=> vận tốc vòng v

1
=

= =
w1 1
d n 3,14.25,98.920
1,25
60.1000 60.1000
(m/s)
tra bảng 6.13, với v < 4 (m/s) ta chọn cấp chính xác 9
K
H
: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng
Tra bảng 6.7 ta đợc K
H
= 1,24
K
H
: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 => K
H
= 1,13
K
Hv
: hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
=

+
H w1 w1
1 H H
v b d
1
2T K K
Với v
H
=

w1
H o 1
m
a
g v
u
Trong đó :

H
: trị số của các hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp, tra bảng
6.15 ta có :

H
=0,002
g
o
: hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng, tra bảng 6.16 ta có
g
o
= 73

- 10 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
=>
= = =
w1
H H o 1
m
a 90
.g v 0,002.73.1,25. 0,71
u 5,93
=>K
Hv
=
0,71.36.25, 98
1
2.8511,96.1, 24.1,13
+
= 1,03
=> K
H
= K
H
.K
H
. K
Hv
= 1,24 . 1,13 . 1,03 = 1,443
Từ các thông số trên ta tính đợc :

( )

2
2.8511,96.1, 443. 5,93 1
274.1,57.0,842.
36.5,93.25,98
H

+
=
= 393,7 (MPa)
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
Với v = 1,25 (m/s) < 5 (m/s) lấy Z
V
= 1. Cấp chính xác động học là 9,
chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
= 2,5 1,25 (àm). Do đó
Z
R
= 0,95, với d
a
< 700 (mm) K

xH
= 1
[
H
] = 418,2 . 1 . 0,95 . 1 = 397,29 (MPa).
Nh vậy
H


[
H
], răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
f. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để răng đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thoả mãn yêu cầu
F


[
F
]

F1
= 2.T
1
.K
F
Y

Y

Y
F1
/( b
w
d
w1
.m)

F2
=
F1
Y
F2
/Y
F1

Trong đó :
T
1
: mômen xoắn trên bánh chủ động, T
1
= 8511,96 (N.mm)
m : môđul pháp, m = 1,5 (mm)
b
w
: chiều rộng vành răng, b
w
= 36 (mm)
d
w1

: đờng kính vòng lăn bánh chủ động, d
w1
= 25,98 (mm)
Y

= 1/

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,
Y

= 1/

= 0,71
Y

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Y

= 1-
0
/140 = 1-
30,003/140 = 0,786
Y
F1
, Y
F2
: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào
số răng tơng đơng
Z
tđ1
và Z

tđ2
:
Z
tđ1
= Z
1
/cos
3
= 15/(0,866)
3
= 23
Z
tđ2
= Z
2
/cos
3
= 89/(0,866)
3
= 137
Tra bảng 6.18, ta có Y
F1
= 4 ; Y
F2
= 3,60
K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn :
K
F

= K
F

.K
F

.K
Fv
K
F

= 1,5 (tra bảng 6.7)
K
F

= 1,37 (tra bảng 6.14 với v < 2,5 m/s, cấp chính xác 9)
- 11 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368

F 1
1
.
1
2. .
Fv
F F
b d
K
T K K

= +
với g
o
= 73 (bảng 6.16, cấp chính xác 9)

F
=0,006 (bảng 6.15, dạng răng nghiêng)
=>
1
F F 1
90
. 0,006.73.1, 25. 2,13
5,93
w
o
m
a
g v
u

= = =
=>
F 1
1
. 2,13.36.25,98
1 1 1,0569
2. . 2.8511,96.1,5.1,37
Fv

F F
b d
K
T K K


= + = + =
w w
=> K
F
= K
F


. K
F


. K
Fv
= 1,5 . 1,37 . 1,0569 = 2,17
Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất uốn ta đợc :

F1
= 2 . 8511,96.2,17.0,71.0,786.4 / (36.25,98. 1,5) = 58,78 (MPa)

F2
=
F1
. Y

F2
/ Y
F1
= 58,78 . 3,6 / 4 = 52,9 (MPa)
Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng đợc thoả mãn :

F1
< [
F1
] =226,29 (MPa),
F2
< [
F2
] = 214,97 (Mpa)
Nh vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn .
g. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Hệ số quá tải K
qt
= T
max
/ T = 1,4

Hmax
=
H
.
393,7 1, 4 465,8
qt
K = =
(Mpa) < [

H
]
max


F1max
=
F1
. K
qt
= 58,78. 1,4 = 82,3 (Mpa)

F2 max
=
F2
. K
qt
= 52,9. 1,4 = 74,06 (Mpa)
Nh vậy
Fmax
< [
F
]
max
;
Hmax
< [
H
]
max

, răng đảm bảo điều kiện quá tải.
Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn.
2. Tính toán bộ truyền cấp chậm.
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
a
w2
= K
a
(u + 1)
[ ]


2 H
3
2
H2 ba
T .K
.u.
T
2
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm , (N.mm)
T
2
= 48899,61 (N.mm)
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5
ta chọn K
a
=49,5

ba
: hệ số chiều rộng bánh răng,
ba
= b
w
/a
w
, theo bảng 6.6 ta chọn

ba
= 0,4
=>
bd
= 0,53
ba
(u +1) = 0,53 . 0,4 (4,93 + 1) = 1,26
K
HB
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
răng .
Tra theo
bd
ứng với bảng 6.7 , sơ đồ 7 ta có : K
H
= 1,04
- 12 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
[
H

] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [
H
]= 397,29(MPa) ( Vì cấp
chậm dùng bánh răng thẳng nên khi tính ra N
HE
đều lớn hơn N
HO
nên K
HL
= 1
do đó lấy [
H
]=
[ ]
CX
H

= 397,29 Mpa, đã tính ở cấp nhanh )
Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục :
a
w2
= 49,5 .(4,93 + 1)

3
2
48899,61.1,04
397,29 .4,93.0,4
160,5(mm)
Chọn a
w2

= 160 (mm)
b. Các thông số ăn khớp.
Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) a
w2
= 1,6 ữ 3,2 (mm)
Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5 (mm)
=> số răng bánh nhỏ (bánh 3) :
( ) ( )
= = =
+ +
w2
1
2.a 2.160
z 22
m u 1 2,5 4,93 1
Ta lấy z
1
= 22 (răng)
=> số răng bánh lớn (bánh 2) : z
2
= u.z
1
= 4,93.22 = 108 (răng)
ta lấy z
2
= 108 (răng)
Do vậy tỷ số truyền thực : u
m
= z
2

/ z
1
= 108/ 22 = 4,91
Do đó a
w2
= m.(z
1
+z
2
)/ 2 = 162,5 (mm)
Lấy a
w2
=165(mm)
Nh vậy, cần phải dịch chỉnh tăng a
w2
:
Hệ số dịch chỉnh tâm : theo 6.22
y= a
w2
/m - 0,5. (z
1
+ z
2
) = 1
theo 6.23 k
y
=1000.y/z
t
=1000.1/(22 +108)= 7,69
theo bảng 6.10 ta tra đợc k

x
=0,445 theo (6. 24)
y
=k
x
.z
t
/1000 = 0,05785
theo (6 .25) tổng hệ số dịch chỉnh x
t
=y+
y
=1,05785
theo (6 .26) hệ số dịch chỉnh bánh 1 x
1
= 0,5. (x
t
- (z
2
- z
1
).y/z
t
) = 0,2
hệ số dịch chỉnh bánh 2 x
2
=x
t
- x
1

=0,204 - 0,04 = 0,85785
theo (6 .27) góc ăn khớp :
cos
tw
= z
t
.m. cos /(2.a
w2
) =(108+22).2,5.cos(2
0
0 ) /
(2.165)=0,925

tw
=22,33
0
d
1
= d
w1
=2.a
w2
/(u
m
+1)=2.165/(4,91+1) =55,84(mm)
d
2
= d
w2
= u

m .
d
w1
= 274,17 (mm)
Chiều rộng vành răng b
w2
=
ba
. a
w2
= 0,4 .165 = 66 (mm)
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt
răng làm việc
H
phải thoả mãn điều kiện sau :
H


[
H
]
- 13 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368

H
= Z
M
Z
H

Z


+
2 H m
2
w m 1
2.T .K .(u 1)
b .u .d
w
Trong đó :
Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng của cơ tính vật liệu bánh răng
tra bảng 6.5 ta có Z
M
= 274 (
1/3
MPa
)
Z
H
: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=

0
tw
2cos0

sin2
:Z
H
=
0
0
2cos0
sin2.22,33
=1,687
Bánh răng thẳng theo (6.36a)
Z

: Hệ số xét đến sự trùng khớp răng
Z

=

4
3
= 0,93






= + = + =

ữ
ữ

1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 cos 1,88 3,2 1,705
Z Z 22 108
theo (6.40)
=> vận tốc vòng v
2
=

= =
w1 1
d n 3,14.55,84.155,14
0,453
60.1000 60.1000
(m/s)
tra bảng 6.13, với v < 4 (m/s) ta chọn cấp chính xác 9
Với v
H
=

w2
H o 2
m
a
g v

u
Trong đó :

H
: trị số của các hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp, tra
bảng 6.15 răng thẳng
ta có :
H
=0,006
g
o
: hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng, tra bảng 6.16 ta
có g
o
= 73
=>
= = =
w2
H H o 2
m
a 165
.g v 0,006.73.0,453. 1,15
u 4,91
K
H
: Hệ số tải trọng
K
H
= K
H

.K
H
. K
Hv
K
Hv
=

+
H w w1
2 H H
v b d
1
2T K K
K
Hv
=
+
1,928.66.55,84
1
2.48899,61.1,04.1,13
=1,06
- 14 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
K
Hv
: hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
H
:bảng 6. 7 K

H
=1,04
K
H
: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp. K
H
= 1,13
=> K
H
= K
H
.K
H
K
Hv
= 1,04 . 1,13 . 1,06 = 1,25
Từ các thông số trên ta tính đợc :

( )
2
2.48899,61.1, 25. 4,91 1
274.1,687.0,93.
66.4,91.55,84
H

+
=
= 363,5 (MPa)
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [

H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
Với v = 0,453 (m/s) < 5 (m/s) lấy Z
V
= 1. Cấp chính xác động học là 9,
chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
= 10 40 (àm).
Do đó Z
R
= 0,9, với d
a
< 700 (mm) K
xH
= 1
[
H
] = 409,1 . 0,9.1. 1 = 368,19 (MPa).

Ta thấy
H
< [
H

]
Nh vậy bánh răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
e. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để răng đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thoả mãn yêu cầu
F


[
F
]

F1
= 2.T
2
.K
F
Y

Y

Y
F1
/( b
w
d
w1
.m)

F2
=

F1
Y
F2
/Y
F1

Trong đó :
T
2
: mômen xoắn trên bánh chủ động, T
2
= 48899,61 (N.mm)
m : môđul pháp, m = 2,5 (mm)
b
w
: chiều rộng vành răng, b
w
= 66 (mm)
d
w1
: đờng kính vòng lăn bánh chủ động, d
w1
= 55,84 (mm)
Y

= 1/

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Y

= 1/ 1,705 =

0,587
Y

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Y

= 1-
0
/140 = 1
K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn :
K
F
= K
F

.K
F

.K
Fv
K
F

= 1,04 (tra bảng 6.7)
K
F

= 1,37 (tra bảng 6.14 với v < 2,5 m/s, cấp chính xác
9)

F 1
2
.
1
2. .
Fv
F F
b d
K
T K K



= +
với g
o
= 73 (bảng 6.16, cấp chính xác 9)

F
=0,016 (bảng 6.15, dạng răng thẳng)
- 15 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
=>
2
F F 2
165
. 0,016.73.0,453. 3,07
4,91
w

o
m
a
g v
u

= = =
=>
F 1
2
.
3, 07.66.55,84
1 1 1,08
2. . 2.48899,61.1, 04.1,37
w w
Fv
F F
b d
K
T K K


= + = + =
=> K
F
= K
F


. K

F


. K
Fv
= 1,04 . 1,37 . 1,08 = 1,54
Từ bảng 6.18 ta tra đợc Y
F1
= 4, Y
F2
= 3,6
Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất uốn ta đợc :

F1
= 2 . 48899,61 .1,54. 0,587.4/ (66.55,84.2,5) = 38,4 (MPa)
Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng đợc thoả mãn :
F1
< [
F1
]
= 214,97 (Lấy [
F1
] =[
F2
] = 214,97 Mpa tính ở bộ truyền bánh răng
nghiêng )

F2
= 38,4.3,6/4 = 34,56 Mpa < [
F2

]
Nh vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn .
f. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Hệ số quá tải K
qt
= T
max
/ T = 1,4

Hmax
=
H
.
383,62 1, 4 453,9
qt
K = =
(Mpa) < [
H
]
max
= 952 Mpa

Fmax
=
F1
. K
qt
= 38,4. 1,4 = 53,76 (Mpa) < [
F
]

max
Nh vậy
Fmax
< [
F
]
max
;
Hmax
< [
H
]
max
, răng đảm bảo điều kiện quá tải.
Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.
3. Các thông số của bộ truyền .
Bộ truyền cấp nhanh:
- Khoảng cách trục: a
w1
= 90 (mm).
- Môđul : m = 1,5 (mm)
- Chiều rộng vành răng: b
w
= 36/2 = 18 (mm)
- Tỉ số truyền : u = 5,93.
- Góc nghiêng của răng : = 30,003
o
- Số răng của bánh răng : z
1
= 15 , z

2
= 89.
- Đờng kính vòng chia : d
1
= 25,98 (mm) , d
2
= 154,16 (mm).
- Đờng kính đỉnh răng : d
a1
= 28,98 (mm) , d
a2
= 157,16 (mm)
- Đờng kính đáy răng : d
f1
= 22,23 (mm) , d
f2
= 150,41 (mm)
Bộ truyền cấp chậm:
- Khoảng cách trục: a
w2
= 165 (mm)
- Môđul : m = 2,5 (mm)
- Chiều rộng vành răng : b
w
= 66 (mm)
- Tỉ số truyền : u = 4,91
- Góc nghiêng của răng : = 0
o
- Số răng của bánh răng : z
3

= 22 , z
4
= 108 .
- Đờng kính chia : d
3
= 55,84 (mm) , d
4
= 274,17 (mm).
- 16 -
Website: Email : Tel : 0918.775.368
- Đờng kính đỉnh răng : d
a3
= 60,84 (mm) , d
a4
= 279,17 (mm)
- Đờng kính đáy răng : d
f3
= 49,59 (mm) , d
f4
= 272,92 (mm)
Phần III. tính toán thiết kế trục
I. Chọn khớp nối.
Loại nối trục đàn hồi .
Tại trục III có mômem xoắn T
III
= 234273,91 (N.mm)
Tra bảng 16.1 theo momen xoắn tính toán :
T
t
= k . T với k - hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công

tác
Hệ dẫn đọng băng tải => k = 1,3
=> T
t
= 1,3 . 234,274 = 304,6 (Nm)
Bảng 16 - 10a có kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi
D
o
= 105 (mm) Z = 6
B = 5 l
1
= 30(mm)
Bảng 16.10b kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi
l
1
=34 (mm) d
c
=14 (mm)
l
2
= 15 (mm)
l
0
=l
1
+l
2
/2=34+15/2 =41,5(mm)
l
3

= 28 (mm)
Kiểm nghiệm điều kiện bền khớp nối trục đàn hồi
nối trục
d
=2.k.T/(z.D
o
.
c
d
.l
3
)

[
d
] =[2 ~4] (MPa)
Vòng đàn hồi
u
=k.T.l
o
/ (0,1.
3
c
d
.D
0
.z)

[
u

] =[60 ~ 80 ] (MPa)
=> nối trục :
d
=2.1,3.234273,91 / (6.105.14.28) = 2,4 (MPa)
=> vòng đàn hồi :
u
=1,3.234273,91.41,5

/ (0,1.14
3
.105.6) =73,1
(MPa)
Vậy khớp nối thoả mãn điều kiện bền
II. Thiết kế trục.
Số liệu cho trớc:
T
1
= 8511,96(Nmm)
Số vòng quay n
1
= 920 (v/ph)
Tỷ số truyền u = 5,93
Chiều rộng vành răng b
w
= 36 (mm)
Góc nghiêng của cặp bánh răng =30,003
0
- 17 -