Đồ án chi tiết máy đề 3 bánh răng côn

PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện
1.1.1 Xác định công suất yêu cầu của trục đông cơ

Pyc =

2 Pct
η

Trong đó Pct : Công suất trên một trục công tác
Pyc : Công suất trên trục động cơ

Hiệu suất bộ truyền :

η = ηol3 .ηkn .η x .ηbr

(1)

Tra bảng 2.3 tr19 sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ta có :
Hiệu suất của một cặp ổ lăn : ol=0,99
Hiệu suất của một khớp nối : kn=1
Hiệu suất của bộ truyền xích : x=0,93
Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : br=0,96
Thay vào (1) ta được : = 0,993.1.0,93.0,96 = 0,86
Vậy công suất trên trục động cơ là :

1.1.2 Xác định số vòng quay của động cơ
Trên trục làm việc ta có :

1

nlv =

=

= 146 vòng/phút

Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
ndc(sb) = nlv.ut
ut là tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống :
ut = ud.ubr
Tra bảng 2.4 tr21 sách TT TK HT TĐCK tập 1 ta có :
Tỷ số truyền xích : ux = 2,5
Tỷ số truyền động bánh răng : ubr = 4
ut =2,5.4 = 10
=>

ndc(sb) = 146.10 = 1460 vòng/phút

Chọn số vòng quay đồng bộ ndb = 1500 vòng/phút
1.1.3 Chọn động cơ
Từ Pyc = 10,45 kW và ndb = 1500 vòng/phút tra bảng phụ lục P.13 tr238 sách Tính
Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí tập 1 ( TTTKHDĐCK T1 ) ta chọn động cơ :
Kiểu động cơ

Công suất (kW)

4A160S4Y3

15

1.2 Phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Xác định tỷ số truyền chung của cả hệ thống
Như ở trên đã tính toán ta có :
Tốc độ trên trục chính : nlv = 146 vòng/phút
Tốc độ của động cơ : ndc = 1460 vòng/phút
Tỷ số truyền cho cả hệ thống là :
2

Tốc độ (vg/phút)
1460


uch = = 10
1.2.2 Phân chia tỷ số truyền cho hệ thống
Chọn trước tỷ số truyền bộ truyền trong ( bộ truyền bánh răng) là ubr=4
Tỷ số truyền bộ truyền đai : ud

= = 2,5

1.3 Tính các thông số trên các trục
1.3.1 Số vòng quay
Số vòng quay trên trục I là :

Số vòng quay trục thực gắn vào tang băng tải là :
Trong đó ukn là tỷ số truyền của khớp nối : ukn=1
1.3.2 Công suất
Công suất trên trục công tác (trục làm việc) Pct=4,53 kW
Công suất trên trục II là :

Công suất trên trục I là :

Công suất thực của động cơ :

1.3.3 Momen xoắn trên các trục
Mômen xoắn trên trục I là :

3


Momen xoắn trên trục II là :

Momen trên trục công tác :

Momen xoắn thực trên trục của động cơ :

1.3.4 Bảng các thông số động học
Thông số
/Trục

Động cơ

Trục I

Trục II

u
n(v/ph)

ukn=1
1460

1460

365

P(kW)
T(N.mm)

15
74306

11,25
73587

10,69

ubr=4

PHẦN II : TÍNH TOÁNBỘ TRUYỀN XÍCH
Thông số yêu cầu:

P = PII/2= 5,35 (KW)
T1 = TII = (N.mm)
n1 = nII = 365 (v/ph)
u = ux = 2,5
@ = 1350
4

Trục công tác
ux=2,5
146
4,53
296311


2.1 Chọn loại xích
Do điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu
cầu cao nên chọn loại xích ống con lăn.
2.2 Chọn số răng đĩa xích
Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.2,5= 24 Chọn Z1 = 25
Z2 = u.Z1 = 2,5.25 =

62,5

Chọn Z2 = 63

Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền xích : ux= = 2,52
Sai số tỷ số truyền

= 0,8%

2.3 Xác định bước xích
B

Bước xích p được tra bảng

5.5
[ 1]

81

với điều kiện Pt ≤[P], trong đó:

Pt – Công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn
Ta có:
Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và
vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là:
 Z 01 = 25

n01 = 400

Do vậy ta tính được:
kz =

kz – Hệ số số răng:

Z 01 25
=
= 1, 0
Z1 25

5


kn =

kn – Hệ số vòng quay:

n01 400

=
= 1,10
n1 365

k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó:
B

k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng
được k0 = 1

5.6
[ 1]
82

với @ = 1350 ta

ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
B

Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng

5.6
[ 1]
82

ta được ka = 1

kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:
B

Tra bảng

5.6
[ 1]
82

=> kđc = 1
B

kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng

5.6
[ 1]
82

, ta được kbt = 1,3

bộ truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt yêu
cầu
B

kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng
-

5.6
[ 1]
82

, ta được kđ = 1

đặc tính va đập nhẹ
B

kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng
làm việc là 1 ta được kc = 1
k = k0kakđckbtkđkc = 1.1.1.1.1,3.1 = 1,3
Công suất cần truyền P = 5,35 (KW)
6

5.6
[ 1]
82

với số ca


Do vậy ta có:
Pt = P.k.kz.kn = 5,35.1,3.1,0.1,1 = 7,65 (KW)

Tra bảng





5.5
B
[ 1]
81

với điều kiện


 Pt = 7, 65( KW ) ≤ [ P ]


n01 = 400

ta được:

Bước xích: p = 25,4 (mm)
Đường kính chốt: dc = 7,95 (mm)
Chiều dài ống: B = 22,61 (mm)
Công suất cho phép: [P] = 19 (KW)

2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn sơ bộ:
a= 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm)
Số mắt xích:
2a Z1 + Z 2 ( Z 2 − Z1 ) p 2.1016 25 + 63 ( 63 − 25 ) 25, 4
x=
+
+
=
+
+
= 124,9
p
2
4π 2 a

25, 4
2
4π 21016
2

2

Chọn số mắt xích là chẵn: x = 124
Chiều dài xích L =x.p =124.25,4 = 3149,6 (mm).
Tính lại khoảng cách trục:

Z + Z2
Z + Z2 
p

 Z 2 − Z1 
x − 1
+ x− 1
÷ − 2
4
2
2 
π ÷




2

a* =

2






2
2
25, 4 
25 + 63
25 + 63 

 63 − 25  

a =
124 −
+  124 −
= 1004, 25(mm)
÷ − 2
4 
2
2 
π ÷







*

7


Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:
∆a = 0, 003.a* = 0, 003.1004, 25 = 3, 01( mm)

Do đó:
a = a* − ∆a = 1004, 25 − 3, 01 = 1001, 24( mm)

Số lần va đập của xích i:
B

5.9
[ 1]
85

Tra bảng
với loại xích ống con lăn, bước xích p = 25,4 (mm) => Số
lần va đập cho phép của xích: [i] = 30
i=

Z1.n1 25.365
=
= 4,9 < [ i ] = 30
15.x 15.124

2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền

s=

Q
≥ [ s]
kđ .Ft + F0 + FV

, với:
B

Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng

5.2
[ 1]
78

với p = 25,4 (mm) ta được:

Q = 56,7 (kN)
 Khối lượng 1m xích: q = 2,6 (kg).
kđ – Hệ số tải trọng động:


Do làm việc ở chế độ trung bình => kđ = 1,2
Ft – Lực vòng:
Ft =

1000 P 1000.5, 35
=
= 1386( N )
v

3,86

8


v=

Với:

Z1. p.n1 25.25, 4.365
=
= 3,86(m / s)
60000
60000

Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
Fv = q.v 2 = 2, 6.3,862 = 38, 73( N )

F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81.k f .q.a

, trong đó:
kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do @ =1350 => kf = 2
F0 = 9,81.k f .q.a = 9,81.2.2, 6.1, 00124 = 51, 07( N )
B

[s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng

5.10
[ 1]

86

với p = 25,4 (mm);

n1 = 400 (v/ph) ta được [s] = 9,3
s=

Do vậy:

Q
56700
=
= 33,34 ≥ [ s ]
kđ .Ft + F0 + FV 1, 2.1386 + 51, 07 + 38, 73

2.6 Xác định thông số của đĩa xích
Đường kính vòng chia:
p
25, 4

=
= 202, 66(mm)
d1 =
π 
π 

sin  ÷ sin  ÷
 25 

 Z1 


p
25, 4
d =
=
= 509,57(mm)
2

π 
π 
sin  ÷ sin  ÷

 63 
 Z2 


Đường kính đỉnh răng:

9




 π 

 π 
d a1 = p 0,5 + cot g  ÷ = 25, 4 0,5 + cot g  ÷ = 213, 76(mm)
 25  

 Z1  





 π 


 π 
 = 521, 64( mm)
d a 2 = p 0,5 + cot g  Z ÷ = 25, 4 0,5 + cot g  63 ÷



 2 



r = 0, 5025d + 0, 05

Bán kính đáy:
15,88(mm)

'
1

'
1

B

d

với

tra theo bảng

5.2
[ 1]
78

ta được:

d1' =

r = 0,5025d1' + 0, 05 = 0,5025.15,88 + 0, 05 = 8, 03(mm)

Đường kính chân răng:
d f 1 = d1 − 2r = 202, 66 − 2.8, 03 = 186, 6( mm)

d f 2 = d 2 − 2r = 509,57 − 2.8, 03 = 493,51( mm)

Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:

σ H 1 = 0, 47 kr ( FtđK + F
đ v )

E
A.kd

, trong đó:

Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được Kđ = 1,2
B

A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng

5.12
[ 1]
87

với p = 31,75 (mm);

A = 180 (mm2)
kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1]
theo số răng Z1 = 25 ta được kr = 0,42
kd – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy, sử dụng 1 dãy xích =>
kđ = 1
Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:
10


Fvđ = 13.10−7.n1. p 3 .m = 13.10 −7.365.25, 43.1 = 7, 77( N )

E – Môđun đàn hồi:
E=

2E1E 2
= 2,1.105 (MPa)
E1 + E 2

do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng

làm bằng thép.
Do vậy:
σ H 1 = 0, 47 kr ( FtđK + F
đ v )

B

ra bảng

5.11
[ 1]
86

E
2,1.105
= 0, 47 0, 42.(1386.1, 2 + 7, 77)
= 388, 41( MPa)
A.kđ
180.1

chọn vật liệu Thép 45 tôi cả thiện với độ cứng HB = 170210 có

[ σ H ] = 550 > σ H = 388, 41( MPa)
2.7 Xác định lực tác dụng lên trục
Fr = kx .Ft

trong đó:

kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:
kx =1,05 vì β > 400.
=>

T

Fr = k x .Ft = 1, 05.1386 = 1455,3( N )

2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

11


P = 5,35 ( KW )

T1 = 139848,5 ( N.mm )

n1 = 365 ( v / ph )
u = u = 2,5
x

@ = 1350


Thông số

Ký hiệu

Giá trị

Loại xích

----

Xích ống con lăn

Bước xích

P

25,4 (mm)

Số mắt xích

X

124

Chiều dài xích

L

3149,6 (mm)

Khoảng cách trục

A

1001,24 (mm)

Số răng đĩa xích nhỏ

Z1

25

Số răng đĩa xích lớn

Z2

63

Vật liệu đĩa xích

Thép 45

[ σ H ] = 550( MPa)

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ

d1

202,66 (mm)

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn

d2

509,57 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ

da1

213,76 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn

da2

521,64 (mm)

Bán kính đáy

R

8,03 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df1

186,6 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df2

493,51 (mm)

Lực tác dụng lên trục

Fr

1455,3 (N)

12


PHẦN 3 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN THẲNG


Thông số đầu vào:

Thông số đầu ra: Bảng thông số bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
3.1.Chọn vật liệu bánh răng:


Tra bảng Bảng 6.1 tr 92 [1], ta chọn:
Vật liệu bánh lớn:
•
•
•
•
•

Nhãn hiệu thép: C45
Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
Độ rắn: HB = 192240 ta chọn HB2 = 210
Giới hạn bền: b2 = 750 (MPa)

Giới hạn chảy: ch2 = 450 (MPa)

Vật liệu bánh nhỏ:
•
•
•
•
•

Nhãn hiệu thép: C45
Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
Độ rắn: HB = 192240 ta chọn HB1 = 220
Giới hạn bền: b1 = 750 (MPa)
Giới hạn chảy: ch1 = 450 (MPa)

3.2.Xác định ứng suất cho phép:
3.2.1.Ứng xuất tiếp xúc và uốn cho phép :
Trong đó:
Chọn sơ bộ:
SH,SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn :
Tra bảng 6.2Tr94 với :
Bánh răng chủ động : SH1 = 1,1 ;
SF1 = 1,75
Bánh răng bị động : SH2 = 1,1 ;
SF2 = 1,75
- Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở :



13

Bánh chủ động :
Bánh bị động :
KHL , KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền :

Trong đó : mH , mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do
bánh răng có HB<350 mH = 6 và mF = 6
, Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn :
do đối với tất cả loại thép thì = , do vậy :

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương : Do bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh
NHE = NFE = 60.c.n.
Trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong một vòng quay : c = 1
n – Vận tốc vòng của bánh răng.
Tổng số giờ làm việc của bánh răng.

Ta có :
Nếu : NHE1 > NH01 lấy NHE1 = NH01 KHL1 = 1
NHE2> NH02 lấy NHE2 = NH02 KHL2 = 1
NFE1> NF01 lấy NFE1 = NF01 KFL1 = 1
NFE2> NF02 lấy NFE2 = NF02 KFL2 = 1
14


Do vậy ta có :

Do đây là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng nên lấy
= min(,) = 445,45 (MPa)
3.2.2 Ứng suất cho phép khi quá tải:
3.3.Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài:
R e = K R. .
KR – Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng và loại răng: Đối với bộ truyền bánh
răng côn răng thẳng làm bằng thép KR = 50 MPa1/3.
T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 73587 (Nmm)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép : = 445,45 (MPa)
u – Tỉ số truyền : u = 4
Kbe – Hệ số chiều rộng vành răng : Chọn sơ bộ Kbe = 0,26
(Chú ý : Kbe=0,25 0,3)
KHβ , KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn : Tra bảng 6.21 tr 113 [1] với :






= 0,6
Sơ đồ bố trí là sơ đồ I
Trục lắp trên ổ đũa
HB<350
Loại răng thẳng.

Ta được :
R e = K R. .
= 50. . = 168,34 (mm)

15


3.4.Xác định các thông số ăn khớp:
3.4.1.Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bình mte ,mtm :
Đường kính vòng chia ngoài:

de1= = = 81,65 (mm)
Tra bảng 6.22 Tr 114 [1] với de1 = 71,38 (mm) và tỉ số truyền u = 4 ta được số răng
Z1p = 17
Ta có: với HB<350 Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17= 27,2 Chọn Z1 = 27
Đường kính vòng trung bình và mô đun vòng trung bình :
dm1 = (1 – 0,5.Kbe).de1 = (1 – 0,5.0,26).81,65 = 71 (mm)
mtm = = = 2,63 (mm)
Mô đun vòng trung bình :
mte = mtm/(1 – 0,5.Kbe) = 2,63/(1 – 0,5.0,26) = 3,02 (mm)
Tra bảng 6.8Tr 99 [1], chọn mte theo tiêu chuẩn : mte =3 (mm)
3.4.2.Xác định số răng :
Z1 = = = 27 lấy Z1 = 27
Z2 = u.Z1 = 4.27 = 108 lấy Z2 =108
Tỷ số truyền thực tế:utt = = = 4
Sai lệch tỷ số truyền:
u = = = 0% <4% Thỏa mãn.
3.4.3.Xác định góc côn chia
3.4.4.Xác định hệ số dịch chỉnh:
Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều:
x1 + x 2 = 0

Tra bảng 6.20Tr112 [1] với Z1 = 27; ut = 4, ta được: x1 = 0,35x2 = 0,35
16

3.4.5. Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài :
Đường kính trung bình :

Chiều dài côn ngoài :
Re = = = 167(mm)
3.5.Xác định các hệ số và 1 số thông số động học:
Tỉ số truyền thực tế : utt = 4
Vận tốc vòng trung bình của bánh răng: v = = = 5,5 (m/s)
Tra bảng 6.13Tr106[1] với bánh răng côn răng thẳng và v = 5,5(m/s) ta được cấp
chính xác của bộ truyền là: CCX = 7
Tra phụ lục 2.3 tr250[1] với:
CCX = 7
HB < 350
Răng thẳng
v = 5,5 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được :





, – Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn:

Từ thông tin trang 91 và 92 trong [1] ta chọn:
-

-

Ra = 2,5…..1,25
Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt răng làm việc: ZR = 0,95
Khi v = 5,5 5 (m/s) Hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng: Zv = 1,1
Đường kính vòng đỉnh bánh răng da< 700 (mm)
Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng: KxH = 1
Chọn hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng: YR = 1
Hệ số ảnh hưởng kể đến độ nhạy của vật liệu: YS = 1,08 – 0,0695.ln(m)
Trong đó m-modun , tính bằng (mm) : m=2,5 (mm)
YS = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,02
Do da2 = 391,23 (mm) < 400 (mm)
17


-

-

Hệ số ảnh hưởng kích thước răng đến độ bền uốn: KxF = 1
Hệ số tập trung tải trọng :
KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về
ứng suất tiếp xúc, uốn: Do bộ truyền là bánh răng côn răng thẳng

, – Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn:

3.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng :
3.6.1 Kiểm nghiệm về ứng suất uốn :
= ZM ZH
- ứng suất tiếp xúc cho phép:
= . ZR Zv = 445,45.0,95.1.1 = 423,18 (MPa)
-

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:
Tra bảng 6.5 tr96[1] ZM = 274 MPa1/3
ZH – Hệ số kể đến hình dạng hình học của bề mặt tiếp xúc:

Tra bảng 6.12Tr106[1] với
-

x1 + x 2 = 0

và = 0o ta được: ZH = 1,76

– Hệ số trùng khớp của răng: = ,với:
– hệ số trùng khớp ngang:
1,88 – 3,2 = 1,88 – 3,2= 1,76
=

-

=

= 0,87

KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH =

Trong đó:
- : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
= 1,13

18


- KHα: hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng
KHα = 1
- KHv: hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức:
KHv = 1,19
→ KH =1.1,19.1,13=1,35
b- chiều rộng vành răng: b = Kbe. Re = 0,26.168,34=43,77 (mm)
Lấy bw= 44 (mm)
Thay vào ta được:
= ZM ZH
= 274.1,76.0,87 = 421,64(MPa)
[- ứng suất tiếp xúc cho phép:
= . ZR Zv = 445,45.0,95.1.1 = 423,18 (MPa)

Kiểm tra:
.100% = .100% = 0,4% < 10% chấp nhận.
3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
, - ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:

KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn :
KF =
,
KFv = 1,45
KF = 1.1,25.1,31= 1,64

19

– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
– hệ số trùng khớp ngang 1,76
=

=

= 0,57

Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Do là bánh răng côn răng thẳng Yβ = 1
YF1, YF2 – Hệ số dạng răng : Tra bảng 6.18 tr109[1] với :
x1 = 0,35 , x2 = 0,35
Ta được:
Thay vào ta có :

Thỏa mãn.
3.6.3 Kiểm nghiệm về quá tải:

Trong đó :
Kqt – Hệ số quá tải :
Kqt = = = 2,2 (tra bảng P1.3trang237[1])
Do vậy:

Thỏa mãn.
3.7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng :
Đường kính vòng chia :

Chiều cao răng ngoài :
20

Chiều cao đầu răng ngoài :

Chiều cao chân răng ngoài :

Đường kính đỉnh răng ngoài :

3.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng :

Thông số
Chiều dài côn ngoài
Mô đun vòng ngoài
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng của bánh răng

Ký hiệu
Re
mte
b
utt
β
Z1
Z2
x1
x2
de1
de2
δ1
δ2

he
hae1
hae2
hfe1
hfe2
dae1
dae2

Hệ số dịch chỉnh chiều cao
Đường kính vòng chia ngoài
Góc côn chia
Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài
Chiều cao chân răng ngoài
Đường kính đỉnh răng ngoài

21

Giá trị
167(mm)
3(mm)
44(mm)
4
27
108
0,35
-0,35
81(mm)
324(mm)
6,6(mm)

4,05(mm)
1,95(mm)
2,55(mm)
4,65(mm)
88,86(mm)
324,95(mm)


PHẦN 4 : TÍNH TOÁN TRỤC
4.1 Tính toán khớp nối
Thông số đầu vào:
Mô men cần truyền: T = Tđc = 74306 (N.mm)
Đường kính trục động cơ: dđc = 48 (mm)

4.1.1 Chọn khớp nối:
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Ta chọn khớp theo điều kiện:

cf
Tt ≤ Tkn

cf
dt ≤ d kn

Trong đó:
dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc =48 (mm)
Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:
k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng
B

16.1
[ 2]
58

ta lấy k = 1,7

T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:
T = Tđc = 74306(N.mm)
Do vậy:Tt = k.T = 1,7.74306= 126320 (N.mm)

Tra bảng

16.10a
B
[ 2]
68

với điều kiện:

cf
Tt = 126320( N .mm) ≤ Tkn

cf
dt = 48(mm) ≤ d kn

Ta được các thông số khớp nối như sau:

22

Tkncf = 500( N .m)
 cf
 d kn = 50(mm)

Z = 8
 D = 130( mm)
 0

B

Tra bảng

16.10b
[ 2]
69

với:

Tkncf = 500( N .m)

ta được:

l1 = 34(mm)

l3 = 28(mm)
d = 14( mm)
 0

4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
σd =

[σd ]

2.k .T
≤ [σd ]
Z .D0 .d 0 .l3

, trong đó:

- Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy

[ σ d ] = (2 ÷ 4) MPa

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:

σd =

2.k .T
2.1, 7.74306
=
= 0, 62( MPa) < [ σ d ]
Z .D0 .d c .l3 8.130.14.28

σu =
b. Điều kiện bền của chốt:

[σu ]

k .T .l1
≤ [σu ]
0,1.d c3 .D0 .Z

- Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy

, trong đó:

[ σ u ] = (60 ÷ 80)MPa;

Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt:

σu =

k .T .l0
1, 7.74306.41,5
=
= 18,37( MPa) ≤ [ σ u ]
3
0,1.d c .D0 .Z
0,1.143.130.8

23

;


4.1.3 Lực tác dụng lên trục
Ta có:

Fkn = (0,1 ÷ 0, 3) Ft

Ft =

; lấy

Fkn = 0, 2 Ft

trong đó:

2T 2.74306
=
= 1143,17( N )
Do
130

Fkn = 0, 2 Ft = 0, 2.1143,17 = 228, 64( N )
4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
Thông số

Ký hiệu Giá trị

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được

Tkncf

500 (N.m)

Đường kính lớn nhất có thể của trục nối

d kncf

50 (mm)

Số chốt

Z

8

Đường kính vòng tâm chốt

D0

130 (mm)

Chiều dài phần tử đàn hồi

l3

28 (mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt

l1

34 (mm)

Đường kính của chốt đàn hồi

d0

14 (mm)

4.2. Thiết kế trục
4.2.1 Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho
phép
[τ] = 15 ÷ 30 Mpa.
4.2.2 Tính sơ bộ đường kính trục.
Theo công thức 10.9 [188/TL1], ta có:

24


Chọn
Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2 [189/TL1]:
với
4.2.3 Xác định lực tác dụng
a, Sơ đồ lực tác dụng lên các trục:

25