đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải (hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm) đề số 1

ĐỒ ÁN I - CHI TIẾT MÁY

Đề số: 1

Họ và tên sinh viên : ....................................................

Lớp: ĐHCK ..................

Giảng viên hướng dẫn : ............................................................................................

NỘI DUNG

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Loại: Hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm

T

Tmm = . ..1,67T1 . .T1

Tmm
T1
T2

T2

= . . .0,72T1 . . .T1

t1

= . 3,2. . . …h

t2

= . .4,6 . . . ..h

t
tmm

t1

t2
tck

tck = . . . 8…h


1. Động cơ
2. Nối trục đàn hồi

3. Hộp giảm tốc
(1 cấp thẳng – 1 cấp nghiêng)

4. Bộ truyền xích
5. Băng tải làm
việc 1 chiều

Các số liệu cho trước:
1. Lực kéo băng tải:

F = ……14000……….. N

2. Vận tốc băng tải:

v = 0,34…………….. m/s

3. Đường kính tang:

D = ……406.... mm

4. Thời hạn phục vụ:

lh = ……12000. giờ

5. Số ca làm việc:

…3… ca

6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài:  = ……45…… độ
7. Đặc tính làm việc:

□ Êm

□ Va đập nhẹ

□ Va đập vừa


CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN , PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ
MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.
I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.
1. CÔNG SUẤT CẦN THIẾT.

1.1. Công suất tính toán.
Công thức 2.8
(kw)
Trong đó :

: công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)
: công suất làm việc của động cơ (kw)
ɳ : hiệu suất truyền động

do tải trọng thay đổi , theo ct 2.12 ta có :

Vậy theo công thức 2.11 :
Với :

F = 14000 (N) lực kéo tải .
V = 0,34

(m/s) vận tốc xích tải

1.2. Hiệu suất hệ dẫn động.
Theo công thức (2.9) [TKHDCK-I] ta có

Trong đó tra bảng 2.3 ta được
: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc
: Hiêu suất 1 cặp ổ lăn


: Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi
: Hiệu suất bộ truyền xích ngoài


 Công suất cần thiết của truc động cơ là



Do trọng tải thay đổi theo công thức 2.12 ta có
= P1
( kW) công suất tương đương của động cơ
P1 (kW) công suất lớn nhất trong công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác
Pi (kW) công suất tác dụng lâu dài trong thời gian ti

Từ biểu đồ trọng tải ta có T2 = 0,18T1
Nên ta có công suất tương đương là
Ptd = Pct. β

2. CHỌN ĐỘNG CƠ.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

+ Số vòng quay trên trục công tác

1

W


Theo công tức 2.16 [TKHDCK-I] ta có số vòng quay trục máy công tác
1

1
Trong đó : V = 0,34 (m/s) vận tốc bang tải xích
D = 406 mm đường kính tang quay

+ Tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền:

Theo bảng 2.4 ta chọn được:
Tỉ số truyền bộ truyền xích :
Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp


1

Vậy :

1

1

Quy cách chọ động cơ phải thỏa mãn đồng thời Pđc ≥ Pct , nđbđc

nsb

( với T = T1 momen trọng tải lớn nhất)
Ta có Pct = 5,5 (kW) nđb = 960(v/ph)

= 2,3 tra bảng phụ lục P1.3 ta chọn kiểu

động cơ là 4A132S6Y3 có các thông số của động cơ như sau
Công suất

Vận tốc

(kW)

(v/p)

Cosφ

%


5,5

960

0,80

85

2,2

2,0

Vậy động cơ 4A132S6Y3 phù hợp với yêu cầu.
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN VÀ MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.
1.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
1.1. Xác định tỷ số truyền .
Tỷ số truyền của hệ thống dân tải xác định bằng tỉ số của số vòng quay đầu vào
của bộ truyền và số vòng quay đầu ra của bộ truyền.

ut 

Công thức :

ndc
(lần)
nlv

Với: ndc = 960 (v/p) là số vòng quay của động cơ điện chọn được.
nlv = 15,9 (v/p) là số vòng quay trên trục băng tải


Ut = 60,37(lần )

1.2. Phân phối tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động cho các bộ truyền
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm
tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền xích).
ut = uh.ux = 60,37(lần)
Chọn uh = 14 =>

1, uh = u1.u2

Trong đó u1 , u2 lần lượt là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm.
Theo bảng 3.1 [ TKHĐCK1] ta có u1 = 4,49 ; u2 = 3,12 :
2. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT, MÔMEN VÀ VÒNG QUAY TRÊN CÁC TRỤC.
2.1. Công suất.
- Công suất trên trục III:


PIII = Plv

.

= 4,76 / (0,98 . 0,995 ) = 4,88 (kW)

- Công suất trên trục II:
PII = PIII / (brt2 .ol ) = 4,88/ (0,982 . 0,995) = 5,10 ( kw)
- Công suất trên trục : I
1
- Công suất động cơ cần thiết

Vậy với công suất của động cơ 4A132S6Y3với Pđc = 5,5 kw hoàn toàn thỏa mãn.
2.2 Số vòng quay.
- Số vòng quay trên trục động cơ:
- Số vòng quay trên trục I :
n1 = nđc = 960 (v/p)
- Số vòng quay trên trục II :

1
- Số vòng quay trên trục III :

Trục làm việc

nlv =

=

22,53 (v/p)

2.3. Mômen xoắn trên các trục.
- Mômen xoắn trên trục động cơ cần thiết:

1

1

1

- Mô men xoắn trên trục I:

1
- Mô men xoắn trên trục II:
1

1
1

1

1

- Mô men xoắn trên trục III:
1

1

- Trục làm việc:
Tlv = 9,55.1

= 9,55.1

Kết quả tính được như sau

= 2017665,33 (N.m)


Động cơ

Trục:
Thông số

Trục I

Trục II

Trục III
1

Khớp

Công suất

5,5

5,23

5,10

960

960

1

4,88

Làm việc
3
4,76

P(KW)
Số vòng quay

22,53

n(v/ph)
Mômen xoắn

1

1

1

2017665,33

T(N.mm)

CHƯƠNG II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Ta đi thiết kế bộ truyền xích với các thông số kĩ thuật như sau :
- Tỉ số truyền . ux = 3

- Công suất P = 4,88 (kW)
- Số vòng quay trục dẫn n = 68,52( v/p).
- Đường tâm của các đĩa xích so với phương nằm ngang một góc 45 độ
- Làm việc 3 ca , va đạp nhẹ
1. CHỌN LOẠI XÍCH.
Vì tải trọng tĩnh , vận tốc trung bình nên dùng xích con lăn (mặt khác:xích con lăn
có độ bền mòn cao và dễ chế tạo ). Loại xích:
/ Hãng sản xuất: Tsubaki /
Xuất xứ: Japan / Số dãy xích: 2

2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA XÍCH VÀ BỘ TRUYỀN.
2.1. Chọn số răng đĩa xích.


Theo bảng 5.4(tr80,[TTHDDDDCK1]), với ux=3:
+Chọn số răng đĩa nhỏ: Z1=25.
+Số răng đĩa lớn: Z2=ux.Z1=3.25=75 Zmax=120.
2.2.Công suất tính toán.
Theo công thức 5.3(tr81,[TTHDĐCK1]),công suất tính toán là:
Pt = P.k.kz.kn [P]
Trong đó:
- Pt,P,[P] lần lượt là công suất tính toán , công suất cần truyền và công suất cho
phép (kw).
- kz=z01/Z1=25/25=1(với z01=25)_ hệ số số răng.
- kn=n01/n3=200/68,52=2,91(với n01=200(tra bảng 5.5, tr81[TTHDĐCK1])_ hệ số
số vòng quay.
Theo 5.4 [ TKHDD-I] ta có k= k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc .
Trong đó k được tính từ các hệ số thành phần tra trong bảng 5.6
k0 = 1 hệ số ảnh hưởng đến vị trí của bộ truyền
ka = 1 hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài của xích

kđc = 1 hệ số không điều chỉnh được một trong các đĩa xích
kbt = 1,3 môi trường có bụi và bôi trơn nhỏ giọt
kđ = 1 trọng tải va đập nhẹ
kc = 1,45 bộ truyền làm việc 3 ca


Vật ta có k = 1.1.1.1,45.1.1,3 = 1,885
 Pt = 4,88.1.1,885.2,91 = 26,76 kw
Theo bảng 5.5 với n01 = 200 (v/p).Chọn xích một dây có bước xích p = 31,75 mm
thỏa mãn điều kiện mỏi.
[P] = 19,3 kw ; đồng thời theo bảng 5.8 p

Pt

pmax

2.3. Khoảng cách trục (a) và mắt xích (x).
-Khoảng cách trục: a=40.p=40.31,75=1270mm.
-Theo công thức 5.12(tr85,[TTHDĐCK1]), số mắt xích là:
x

 Z  Z  .p  2.40  0,5. 25  76   76  25 .31,75  132,15
2a
 0,5.  Z1  Z 2   2 2 1


p
4 .a
4 2 .1270

(mắt xích).
Số mắt xích là xc=132.Với số mắt xích vừa tính được ta tính lại khoảng cách trục
(a) theo công thức 5.13(tr85,[TTHDĐCK1]):
2

  Z 2  Z1   
2

a  0, 25. p  xc  0,5.  Z1  Z 2    xc  0,5.  Z1  Z 2    2 
 
 
 

2

  76  25  
2

 0, 25.31,75 132  0,5.  25  76   132  0,5  25  76    2 
   1267,5(mm).
 
 


Để xích không chịu lực căng quá lớn , khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt
một lượng

1

mm, nên :

a=1267,5-3,8=1236,7 mm.
Dựa vào công thức 5.14(tr85,[TTHDĐCK1]),ta tiến hành kiểm nghiệm số lần va
đập i của bản lề xích trong 1 giây:
i = Z1.n/(15.x) [i].


Trong đó: + [i]=25_ số lần va đập cho phép , 1/s,trị số cho trong bảng 5.9 (tr85,
[TTHDĐCK1]).
+ Z1=25; n=n3=69,09 (vòng/phút);x=132(mắt xích).
Suy ra: i=25.69,09/(15.132)=0,06 25.
Chiều dài xích :
L = x.p = 132 . 31,75 = 4191 mm
2.4.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo bảng 5.15
s = Q/(kđ.Ft + Fo + Fv)
theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 88500 N, khối lượng của 1m xích q =3,8 kg
kđ = 1,2 (tải trọng mở máy bằng 3 lần tải trọng danh nghĩa)
v = z1.p.n1/60000 = 25.31,75. 69,09/60000 = 0,91 m/s
Ft = 1000P/v = 1000.4,88/0,91 = 5362,63 N
Fv = q.

= 3,8.0,91² = 3,14 N

Fo = 9,81.kf.q.a = 9,81.4.3,8.1.2637 = 188,43 N
Trong đó kf = 2 do bộ truyền nghiêng 1 góc
Vậy

45

s = 88500/(1,2. 5362,63 + 188,43 + 3,14) = 13,35> 8,5
[s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

Theo bảng 5.10 [s] = 8,5 . Vậy s

2.5.Tính thông số đường kính xích .
+Đường kính đĩa xích: Theo công thức 5.17 và bảng 13.4
d1 = p/sin(

1)

= 31,75/sin(

25) = 253,32 mm

d2 = p/sin(

2)

= 31,75/sin(

) = 768,30 mm

+Đường kính đỉnh răng
da1 = p.[0,5 + cotg(

da2 = p.[0,5 + cotg(

1)]

2)]

= 31,75.[0,5 + cotg(

)] = 276,2 mm

= 31,75.[0,5 + cotg(

)] = 783,52 mm


+Đường kính chân răng
r =0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 mm với d1 = 19,05 tra bảng 5.2
df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.9,62 = 234,1 mm
df2 = d2 – 2r = 768,3 – 2.9,62 = 749,1 mm
Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4
+Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18
H=

0,47.

]

Trong đó:
Với z1 = 25,

= 0,42, E = 2,1.1

Mpa, A = 262 mm ,

= 1,

= 1( làm việc

êm)
Lực va đập trên một dãy xích
.m = 13.1

.101,72. 1

0,47.

1 1

11

1 = 530,58 Mpa

H2=0,47.

1 1

11

1

=13.1
H1 =

.n1.

.1 = 4,23N

=384,2 (Mpa).

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp
xúc cho phép [

H]

= 600Mpa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.Tương

tự với

[

H]

H2

(với cùng vật liệu và cách nhiệt luyện).

2.6.Xác định lực tác dụng trên trục.
Theo công thức 5.20
Với kx = 1,15 do bộ truyền nghiêng một góc

.

Fr = kx.Ft = 1,15 . 3785,19 = 4352,97 N

Các thông số bộ truyền
Công suất tính toán

P = 26,76 Kw


Tỉ số truyền

ux = 3
Số răng đĩa xích

Số răng đĩa xích nhỏ z1 = 25
Số răng đĩa xích lớn z2 = 75

Số mắt xích

X= 132

Bước xích

p = 31,75

Khoảng cách trục

a = 1236,7 (mm)

Đường kính đĩa xích

d1 = 253,32 (mm)
d2 = 768,3 (mm)

Đường kính đỉnh răng

da1 = 267,2 (mm)
da2 = 783,52(mm)

Đường kính chân răng

df1 = 234,1 (mm)
df2 = 749,1(mm)

Lực tác dụng lên trục

Fr = 4352,97 N

Chiều dài xích

L = 4191 mm
Con nan , 2 day

Xích

III. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP NHANH ( BỘTRUYỀN BÁNG RĂNG
TRỤ RĂNG THẲNG ).
Chọn bánh răng trụ thẳng vì bánh răng trụ thẳng có nhiệm vụ giảm số vòng quay
và truyền công suất từ động cơ đến cơ cấu công tác.
1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
=K1(u1+1)
1

1
1

1

1


- Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cấp bánh răng ,theo bảng 6.5(tttk). Ka =
49,5
- K H : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc,tra bảng (6.7)trong đó  bd được xác định theo công thức

 bd = 0,5.

.(u1 + 1)

Theo bảng 6.6 [TKHDD-I]chọn  ba = 0,3
  bd =

0,53.0,3.(4,49+1)=0,87

- Tra bảng 6.7 [TKHDD- I ] và dùng phương pháp nội suy
Ta được : K H = 1,03 , K F  =1,05(sơ đồ 7).
Chọn khoảng cách trục: aw1 = 150( mm ).
2. Xác định các thông số ăn khớp.
- Theo công thức (6.17) có: m = (0,01 0,02). aw1
m = (0,010,02).137 = 1,37 3
Theo bảng 6.8 chọn môđun pháp: m = 2.
- Tính số răng của bánh răng:

Góc nghiêng bánh răng thẳng chọn sơ bộ :  = 0
Theo (6.31) ta có số răng bánh dẫn là :
Z1 = 2aw1.cos/ [m.(u1+1)]
= 2.137.1/ [2.(4,49+1)] = 27,32
Chọn số răng của bánh dẫn là: Z1 = 27
Số răng bánh bị dẫn là:
Z2 = u1Z1= 4,49. 27 = 121,23


Chọn số răng Z2 = 121
Do tỉ số truyền thực sẽ là um = 121/27 = 4,48
Góc prôfin gốc ( ): = 20 ,theo TCVN 1065-71.
Chiều rộng của vành răng .
bw = ψba.aw = 0,3.150 = 45 (mm)
Hệ số trùng khớp ngang:

=1

cos = 1

+Đường kính chia:
d1=mZ1/cos  =2.27/1=54(mm).
d2=mZ2/cos  =2.121/1=242(mm).
+Đường kính lăn:

=
=

=

= 55(mm)

=55.4,48=246(mm)

+Đường kính đỉnh răng:

=
=

m=55+2.2=59(mm)
+2.m=242+2.2=246(mm).

+Đường kính đáy răng:

=

-2,5.m=55-2,5.2=50(mm)

=

-2,5.m=242-2,5.2=237(mm)

.1=1,73


3. Kiểm nghiệm răng vềđộ bền tiếp xúc.
- Để đảm bảo độ bền tiếp xúc:H  [H].
Theo (6.33) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

1

trong đó
- ZM = 274 Mpa1/3: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp(tra bảng
6.5)
- ZH 

2.cos b
2.1

 1, 764 hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc(áp dụng
sin 2 tw
sin 2.20

công thức 6.34;tr105;[TTHDĐCK1]).

- =

=

=0,76

.

- hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng.dụng công thức 6.36c
;tr105;[TTHDĐCK1] ).

- K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KH.KHvKH
KH= 1,03
1

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1=55 (mm)


Vận tốc bánh dẫn:
Vì v< 2,5 m/s tra bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14 ta chọnKH =
1,16
Theo (6.42)
1

Trong đó theo bảng (6,15): H =0,006 ;go= 56.
1

1

1

1

11

11

KH = KH.KHvKH = 1,32
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được:

=274.1,76.0,76

=352,93(Mpa)

- Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :[H]
[H]cp =[H] . ZRZVKxH
Với v =2,78m/s< 5m/s , ZV = 1, Cấp chính xác động học là 9,. Khi đó cần gia công
đạt độ nhám là
Ra = 2,5...1,5m.
Do đó :ZR = 0.95
KxH = 1(do da<700mm).
Theo (6.1) và (6.1a) ta có:
[H] = 509,09.1,1. 0,95 = 532(MPa).


=352,93(Mpa)

=481,8.0,95.1.1=457,71(Mpa)

 Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng phải thỏa mãn điều kiện theo công thức 6.43 và
6.44(tr107,[TTHDĐCK1]):
Bánh chủ động :  F 1  2.T1.K F .Y .Y .YF 1 /  bw .d w1.m  .
Bánh bị động :  F 2   F 1.YF 2 / YF 1.
Trong đó :
 T1=51597,62 Nmm_mômen xoắn trên bánh chủ động.
 m=2 mm_ môđun pháp .
 bw=45 mm_chiều rộng vành răng.
 dw1=55 mm_đường kính vòng lăn bánh chủ động.


= =

=0,57_hệ số kể đến sợ trùng khớp của răng.

 Y  1 (do bánh răng thẳng)_hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
 Số răng tương đương:

=

=

=

=

= 27
= 121

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.Tra bảng
6.18(tr108,[TTHDĐCK1]),ta có:YF1=3,7 và YF2=3,6.
 KF  KF  .KF .KFv  1,05.1.1,48  1,55.

K F =1,4(tra bảng 6.14,tr106,[TTHDĐCK1]).


= 1+
Với :

= 1+

=

.

= 1,32

= 0,016.56.2,78 1

.

= 14,41

Vậy:

=

= 68,14(Mpa)

=

= 66,29(Mpa)

[

[

] = 252(Mpa).

] = 236,6(Mpa).

 Bánh răng đã chọn đảm bảo độ bền uốn.

5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
 Hệ số quá tải:

=

=

=

= 1,67.

 Ứng suất tiếp xúc cực đại:

=
1260(Mpa).

= 532,97. 1

= 688,74(Mpa)

[

=

 đã thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt ứng suất
uốn cực đại.
=

= 68,14.1,67 = 113,79(Mpa)

=

= 66,29.1,67 = 110,7(Mpa)

[
[

=252(Mpa).
=236,6(Mpa).

 đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng.


6. Các thông số và kích thước của bộ truyền.
Khoảng cách trục
aw1 = 137 (mm)
Môđun pháp
m =2
Chiều rộng vành răng
bw= 45(mm)
Tỉ số truyền
u 1 =4,49
Góc nghiêng của bánh răng
Số răng của bánh răng:
Đường kính vòng chia (mm)
Đường kính đỉnh răng
(mm)
Đường kính đáy răng (mm)
Đường kính lăn (mm)

β
độ
Z1 = 27 ; Z2 = 121

dw1= 55 ; dw2 = 246

III. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM( BÁNH RĂNG
NGHIÊNG).
Chọn cấp chậm là bánh răng trụ răng nghiêng vì :
- Làm việc êm do hệ số trùng khớp lớn do đó các răng không vào khớp đột
ngột như bánh răng thẳng suy ra làm việc ở tốc độ cao.
- Cường độ tải trọng trên bánh răng nghiêng nhỏ hơn bánh răng thẳng.
- Tăng khả năng truyền lực.
1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

aw2=Ka.(u2+1).

T2 .K H 

3

 H 

''2

.u 2 . ba

. (6.15 a)

Trong đó:
-  ba :hệ số , là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục . Tra bảng 6.6
(tr97,[TTHDĐCK1]), ta chọn  ba = 0,4.


- Ka :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5
với răng nghiêng vật liệu 2 bánh là: Thép – Thép Ka = 43
- K H  :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
Với hệ số  bd =0,53.  ba .(u2+1)=0,53.0,4.(3,12+1)=0,87;tra bảng 6.7
(tr98,[TTHDĐCK1]),ta được K H  =1,15; K F  =1,32(sơ đồ 3).
aw2=43.(3,12+1).

=150,69mm, lấy aw2=150mm.

2.Xác định các thông số ăn khớp.
+ Môđun(m): m=(0,01 0,02).aw2=(0,01 0,02).167 =1,67 3 mm.Chọn m=2,5(tra
bảng 6.8;tr99;[TTHDĐCK1]), chọn sơ bộ  =30  cos  =0,866.
+ Số răng bánh nhỏ(áp dụng công thức 6.31;tr102;[TTHDĐCK1]),ta có :

=

=

= 28,08

lấy

=28.

+ Số răng bánh lớn:
Z2=u2.Z1=3,12.28=87,26

lấy 87.

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là: um =
Khi đó :cos =

=

=

= 3,1.
= 0,858

=

=

+Góc prôfin gốc ( ): = 20 ,theo TCVN 1065-71.
+Góc nghiêng răng (  ):  =30 54’26’’ .
+Chiều rộng vành răng (bw) :

=

+Tỉ số truyền cấp chậm : um=3,12.
+Đường kính chia:

= 0,4.167 = 66,8(mm).

d1=mZ1/cos  =2,5.28/0,858=81,58(mm).
d2=mZ2/cos  =2,5.87/0,858=253,49(mm).
+Đường kính lăn:

=

=

=

.

= 81,06(mm).
= 81,06.3,12 = 252,9(mm).

+Đường kính đỉnh răng:
=

+2.m = 81,58+2.2,5 = 86,58(mm).

=

+2.m = 253,49+2.2,5 = 258,49(mm).

+Đường kính đáy răng:
=

-2,5.m = 81,58-2,5.2,5 = 75,33(mm).

=

-2,5.m = 253,49-2,5.2,5 = 247,24(mm).

+Hệ số trùng khớp ngang:
= 1

cos = 1

.0,858 = 1,48.

+Hệ số trùng khớp dọc:

=

= 4,31.

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Áp dụng công thức 6.33(tr105;[TTHDĐCK1]), ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề
mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

 H  Z M .Z H .Z E . 2T2 .K H  u  1 /  bw ud w12    H 
Trong đó :


- ZM=274 (MPa)1/3 (tra bảng 6.5;tr96;[TTHDĐCK1])_hệ số kể đến cơ
tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.

-

2.cos b
2.cos 28,85

 1,36 _hệ số kể đến hình dạng bề mặt
sin 2tw
sin 2.36,14

ZH 

tiếp xúc(áp dụng công thức 6.34;tr105;[TTHDĐCK1]).
-

=

= 0,76. hệ số kể đến sự trùng khớp của răng áp

=

(dụng công thức 6.36c ;tr105;[TTHDĐCK1],vì    1 ).
- KH_hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.Áp dụng công thức
6.39(tr105;[TTHDĐCK1]),ta có:

KH  KH  .KH .KHv
Với: K H  =1,15; KF   1,32. _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng trên chiều rộng vành răng .(tra bảng 6.7,tr98;[TTHDĐCK1]).

K H  =1,16 _hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp .Tra bảng 6.14(tr107;[TTHDĐCK1]),với vận tốc

=

=

= 2,93(m/s) và cấp chính xác động học

là 9.

K Hv =_hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.Áp
dụng công thức 6.41(tr107;[TTHDĐCK1]),ta có:

= 1+

= 1+

= 1,02.

Trong đó:
1 = 2,96.
(tra bảng 6.15 và 6.16; tr107[TTHDĐCK1] ta có  H  0,002; go  73 .
=

= 0,002.73.2,78. 1

aw2=150mm_khoảng cách .
um=3,12_tỉ số truyền.
bw=66mm.


dw1=81,06mm.
T2=225914,93 Nmm.

Suy ra: KH =KHβ . KHα . KHv =1,15.1,16.1,02=1,36. (Áp dụng ct 6.39)
Vậy :

= 274.1,36.0,76.

= = 387,39(Mpa).

Áp dụng công thức 6.1 và 6.1a,ta được:

 H    H  ''.ZR .ZV .K xH  495, 45.0,95.1.1  470,67(MPa).
Với:  H  ''  495, 45( MPa)

ZR  0,95 (do CCX tiếp xúc bằng 8 nên Ra=2,5…1,5mm)

ZV  1 (do v=2,78m/s<5m/s).
K xH  1 (do da<700mm).

=387,39(Mpa)

= 470,67(Mpa).

Như vậy bánh răng đã chọn thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng phải thỏa mãn điều kiện theo công thức 6.43 và
6.44(tr107,[TTHDĐCK1]):
Bánh chủ động :  F 1  2.T2 .K F .Y .Y .YF 1 /  bw .d w1.m  ≤ [σF1]
Bánh bị động :  F 2   F 1.YF 2 / YF 1 ≤ [σF2]
Trong đó :