Đồ án chi tiết máy: thiết kế dẫn động băng tải

Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy
LỜI NÓI ĐẦU

Môn học chi tiết máy là một trong những môn cơ sở lý thuyết cho sinh viên khoa
cơ khí nói chung và các khoa khác nói riêng có một cách nhìn tổng quan về nền
công nghiệp đang phát triển như vũ bão.
Thiết kế đồ án chi tiết máy là một việc rất quan trọng từ đó sinh viên có cơ hội
tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế.
Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời, chủ yếu sử dụng
các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục.Khác với các máy vận
chuyển gián đoạn các thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong
thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng đã định sẵn một cách liên tục có năng
suất cao.Băng tải là một loại máy thường được sử dụng khi vận chuyển các loại vật
liệu đó.
Băng tải có cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng chuyển vật liệu theo hướng nằm
ngang, nằm nghiêng với khoảng cách lớn ,làm việc êm, năng suất cao.
Để làm quen với việc đó em được giao thiết kế dẫn động băng tải, với những kiến
thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu với sự giúp đỡ tận tình của thầy
Nguyễn Văn Tuânvà sự trao đổi của bạn bè,em đã hoàn thành được đồ án được
giao.
Song với những hiểu biết còn hạn chế với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều của em
không tránh khỏi những thiếu sót.Em rất mong nhận được sự chỉ bảo, đóng góp của
thầy và các thầy cô trong khoa, để đồ án của em được hoàn thiện hơn.Em xin chân
thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án
này đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Văn Tuân hướng dẫn
1
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy
Sinh viên thực hiện
NGUYỄN VĂN HUỲNH

Phần I: Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số Truyền
I. Chọn động cơ.
1 Xác định công suất cần thiết của động cơ.
- Công suất cần thiết được xác định theo công thức:

P ct =
Trong đó:

pt
β
η

Pct là công suất cần thiết của động cơ (KW)
Pt là công suất tính toán của trục tang (KW)

η là hiệu suất truyền động.
β là hệ số kể đến sự biến đổi của tải trọng
- Hiệu suất truyền động:

η = η 2ol . ηđ .ηbr .ηkn

Trong đó: ηol là hiệu suất một cặp ổ lăn.
ηdailà hiệu suất bộ truyền đai
ηbr là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.
2
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

ηkn là hiệu suất nối trục đàn hồi.
Tra bảng 2.3 ta có:

ηol

ηđ

0,99
→

ηbr
0,96

ηkn

0,97

0,97

η = 0,992. 0,96 . 0,97.0,97 = 0,89

Ta có :Pt = =

10000.0,58 15000.0,32
1000
1000

= 5.8 (KW)

Với : Pt là công suất làm việc trên trục tang băng tải.
F là lực kéo trên băng tải (N).
v là vận tốc của băng tải (m/s).

=>

Pct = .β =

5,8.0,88
0,89

= 4,8

(KW)

β là hệ số kể đến sự biến đổi của tải trọng
β=

k

∑(
i =1

Pi 2 t i
) .
=
P1 t ck

2

Ti

∑ (T )
i =1

2

1

.

ti
T
t
T

t
= ( 1 )2. 1 + ( 2 )2. 2
t ck
T1 t ck
T1 t ck

=0,75

2. Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện.
- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống (Ut):

Ut = Uh . Uđ

Trong đó:
3
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

Uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
Ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai.
Tra bảng 2.4 ta chọn sơ bộ:
Ud = 3

→

;

Uh = 4

U t = 3 . 4 = 12

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện (nsb)
nsb = nlv . Ut
Với nlv là số vòng quay của trục tang ( vòng/phút)
60000.0,58

60.1000.v
3,14.140
nlv =
π .D
=
=79,16 ( vòng/phút)
=>nsb = 79,16. 12 = 950( vòng/phút)
- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb= 1000 (vòng/phút)
3. Chọn quy cách động cơ.
- Động cơ được chọn thỏa mãn các điều kiện sau:
Pđc ≥ Pct
Nđb ≈ nsb ≤
1.0,68T 1
Tmm
T1 + T 2
T =
= 1,07

Ta có: Pct = 4,8 kW ; nsb = 950 (v/ph)
Từ bảng P1.3 chọn động cơ 4A112MB6Y3 có các số liệu sau:
4
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội
Kí hiệu

Đồ án chi tiết máy

Công

Vận tốc

suất(KW)

cosφ

η (%)

(vòng/phút
)

4A160M8Y3

4

950

0,81

82

2,0

II.Phân phối tỉ số truyền.
1. Xác định tỉ số truyền của hệ thống dẫn động theo n đc:

Ut = =

950
79,16

= 12,001

2. Phân phối tỉ số truyền:
U t = U h . Uđ
Chọn Uh =4 theo tiêu chuẩn.

=>Uđ = =

12,001
4

= 3,00025

III. Xác định công suất,số vòng,mô men xoắn trên các trục.
Tính công suất P trên mỗi trục:
+ Trục động cơ:

n0 = nđc = 950

P0 = Pct = 4,8 (KW)

(vòng/phút)

5
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

T 0 = Tđc = 9,55 .106 . Pct/ nđc = 9,55 . 10 6 .

4,8
950

=48252,63(N.mm)

+ Trục I:
P1 = P0 . ηđ .ηol =4,8 . 0,96 . 0,99 = 4,56 (KW)

n1 =

=

950
4,8

= 198 (vòng/phút)

T1 = 9,55 .106 . P1/ n1= 9,55 . 10 6 .

+ Trục II:

4,56
198

= 219939,39(N.mm)

P2 = P1 . ηbr .ηol =4,56 . 0,97 . 0,99 = 4,37 (KW)

n2 = =

198
4

= 50 (vòng/phút)

T2 = 9,55 .106 . P2/ n2 = 9,55 .106 .

4,37
50

= 834670 (N.mm)

Dựa vào kết quả tính toán tở trên ta có bảng.
Trục
Động cơ

I

II

4,56

4,37

Thông số
Công suất P (kW) 4,8

6
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN

Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

Tỷ số truyền U

3

Số vòng quay n
(V/ph)
Momen

xoắn

T(Nmm)

950
48252,63

4
198

50

219939,3
9

834670

Phần II. Tính toán bộ truyền ngoài
Bộ truyền đai dẹt
I. Chon loại đai:
- Với loại đai dẹt cần thiết kế ta chọn đai vải cao su gồm nhiều lớp vải bông và cao
su sunfua hóa, với nhiều đặc tính tốt như: bền, dẻo, ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và sự
thay đổi của nhiệt độ.
Bộ truyền đai cần thiết kế với tỉ số truyền: un = ud = 3
II. Xác định thông số bộ truyền:
- Đường kính bánh đai nhỏ được tính theo công thức

d1 = (5,2... 6,4).3 Tđc
(4.1) [I]

= (5,2... 6,4).3 36860

= (173... 213)

[mm]
7

SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

- Chọn

d1

d1 = 180

Đồ án chi tiết máy

theo trị số đường kính tiêu chuẩn bánh đai dẹt (bảng 5-1) [2]
[mm]

- Đường kính bánh đai lớn

d 2 = d1 .u d (1 − ε )
= 180 .4(1 − 0,01) = 713

ε = 0,01... 0,02

* Với
- Chọn

d2

(4.2) [I]
[mm]

hệ số trượt, chọn

ε = 0,01

theo trị số tiêu chuẩn (bảng 5-1) [2]

d 2 = 710

[mm]

→Tỉ số truyền thực của bộ truyền là

ut =

=

d2
d1 (1 − ε )

(4.2) [I]

710
= 3,98
180 .(1 − 0,01)

Sai số:

∆u =

(ut − u d )
.100 0 0
ud

(VD 3/75) [I]
8

SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

=

Đồ án chi tiết máy

(3,98 − 4)
.100 0 0 = 0,005 0 0 ≤ 4%
4

- Tính vận tốc đai

V=

π .d1.ndc
60.1000
=

(5-7) [II]

π .180 .950
= 8,9[m / s ]

60.1000

- Tính sơ bộ khoảng cách trục

a ≥ (1,5... 2).( d1 + d 2 )

(4.3) [I]

≥ (1,5... 2).(180 + 710)
≥ (1335... 1780 )
→Ta chọn:

a = 1400

[mm]

- Chiều dài sơ bộ (xác định từ a sơ bộ)

π .( d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
L = 2.a +
+
2
4.a

(4.4) [I]

3,14.(180 + 710) (710 − 180 ) 2
= 2.1400 +
+
2

4.1400
= 4247

[mm]
9

SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội
Ta chọn:

L = 4250

Đồ án chi tiết máy
[mm]

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ qua số lần uốn của đai

L=

V
i

(4.5) [I]

i=
=>

=

V
≤ imax = 3 ÷ 5
L
13,4
= 3,15 ≤ imax
4.250

→Thỏa mãn điều kiện
- Tính cả đoạn nối đai thì chiều dài đai là

L = 4250 + 150 = 4400

- Tính góc ôm

α1

[mm]

trên bánh nhỏ

(d 2 − d1 ).57 0
α1 = 180 −
a
0

(4.7) [I]

(710 − 180 ).57 0
= 180 −
= 1580
1400
0

α1 = 1580 α min = 150 0
>

( Đối với đai dẹt vải cao su )

III. Xác định tiết diện và chiều rộng đai:
10
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội
- Chọn chiều dày đai

δ
1
=
d1 40
δ=

→

δ

Đồ án chi tiết máy

theo đường kính bánh nhỏ, ta lấy

(Bảng 4.8) [I]

d1
40
=

180
= 4,5
40

Chọn theo tiêu chuẩn (Bảng 4.1) [I]

δ =5

[mm] - loại đai không có lớp lót

- Chiều rộng đai

b≥

1000.Pdc .k d
δ .v.[σ F ]0 .cα .cv .c0

+ Trị số

[σ F ]0 = k1 −

[σ F ]0
k 2 .δ
d1

(5-13) [II]

theo công thức

(4.11) [I]

+ Với ứng suất căng ban đầu

σ 0 = 1,8MPa; k1 , k 2

tra (bảng 4.9) [I] ta được:

11
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

k1 = 2,5
k 2 = 10
[σ F ]0 = 2,5 −
→

c0 −

10.5
= 2,22
180

Trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền và phương pháp

căng đai, theo (bảng 4.12) [I] với bộ truyền tự động căng đai thì

cα −

Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm

kéo của đai, trị số của

cα

α1

c0 = 1

trên bánh đai nhỏ đến khả năng

cho trong (bảng 4.10) [I] hoặc tính theo công thức:

cα = 1 − 0,003.(180 − α1 )
= 1 − 0,003.(180 − 158) = 0,934

cv −

đai, trị số

Hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh

cv

cho trong (bảng 4.11) [I] hoặc tính theo công thức:

cv = 1 − k v .( 0,01.v 2 − 1)

Đối với đai vải cao su chọn

k v = 0,04
12

SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN

Đại học công nghiệp Hà Nội

→

Đồ án chi tiết máy

cv = 1 − 0,01.( 0,01.13,4 2 − 1) = 0,968

kd −

Hệ số tải trọng, tra (bảng4.7) [1] với tải trọng tĩnh. Động cơ nhóm II
làm việc 2 ca, ta được:

k d = 1,35
Thay vào công thức (5-13) [2] ta được:

b≥

1000.5,5.1,35
5.13,4.2,22.0,934.0,968.1

≥ 55,2

[mm]

Chọn theo tiêu chuẩn (bảng 4.1) [1]

b = 63

[mm]

Chiều rộng bánh đai B:
B = 1,1. b+ 10
= 1,1. 63+ 10
=79,3
Chọn chiều rộng bánh đai tiêu chuẩn:
B = 80 [mm]
IV. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
- Lực tác dụng lên trục:

13
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

Fr = 2.F0 . sin(α1 / 2)

(4.13) [I]

Trong đó:
+ Lực căng ban đầu:

F0 = σ 0 .δ .b
= 1,8.5.63 = 567

(4.12) [I]
[N]

Vậy
+ Lực tác dụng lên trục:

Fr = 2.567. sin(158 / 2)
= 1113,2[ N ]

* Thông số bộ truyền đai dẹt :
Thông số

Ký hiệu

Trị số

Đường kính bánh đai nhỏ

d1

180 mm

Đường kính bánh đai lớn

d2

710 mm

Chiều rộng bánh đai

B

80 mm

Chiều dài dây đai

L

4400 mm

Khoảng cách trục

a

1400 mm

14
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

Tiết diện đai

A

315 mm2

Lực tác dụng lên trục

Fr

1113,2 N

Góc ôm bánh đai nhỏ

α1

1580

Phần III : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

I. Chọn vật liệu làm bánh răng.
Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan niệm thống nhất trong thiết kế,ở đây
chọn vật liệu của 2 bánh răng như nhau; cụ thể:
1.Bánh răng nhỏ.
- Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241 ÷ 285, có S < 60 mm (bảng 6.1).
Chọn HB1 = 245 Mpa ; σb1 = 850 Mpa

;

σch1 = 580 Mpa.

2. Bánh răng lớn.
- Để tăng khả năng chạy mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn
răng thấp hơn bánh nhỏ từ 10 ÷ 15 HB.
- Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192 ÷ 240, có S < 100 mm (bảng 6.1).
Chọn HB2 = 230 Mpa ; σb2 = 750 Mpa ; σch2 = 450 Mpa.
3. Phân tích tỉ số truyền Uh =5 cho các cấp: Theo yêu cầu bôi trơn ta có :
U1 =0,7332Uh0,6438 = 0,7332.50,6438 = 2 (theo công thức 3.12 /43)
=> U2 =2,5
15
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

II. Xác định ứng suất cho phép.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công
thức:
[σH] =
[σF] =
Trong đó: ZR- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
ZV - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc.
KxH , KxF - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền tiếp xúc và

uốn.
YR - Hệ số xét dến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
YS - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
KFC- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải(vị bộ truyền làm việc 1 chiều nên K FC = 1).
SH, SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
σ0Hlim, σ0Flim - Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.

- Khi thiết kế sơ bộ lấy: ZR.ZV.KxH = 1, và YR.YS.KxF = 1.
Do đó công thức tính ứng suất cho phép là:
[σH] =
-

;

[σF] =

Tra bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB = 180 ÷ 350
16

SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

σ0Hlim = 2HB + 70 và SH = 1,1
σ0Flim = 1,8HB

và SF = 1,75

KFC = 0,7
Vậy:

σ0Hlim1= 2HB1 + 70 = 2 . 245 + 70 = 560 Mpa.

σ0Flim1 = 1,8HB1 = 1,8 . 245 = 441 Mpa.
σ0Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2 . 230 + 70 = 530 Mpa.
σ0Flim2= 1,8HB2 = 1,8 . 230 = 414 Mpa.
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc là:
NHO = 30.H2,4HB
NHO1= 30 . 2452,4 = 1,6 . 107
NHO2 = 30 . 2302,4 = 1,39 . 107
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn là:
NFO = 4.106 (với tất cả các loại thép).
- KHL, KFL - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
của bộ truyền, được xác định theo công thức:
KHL =

;

KFL =

Trong đó: mH, mF - Là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Do ta chọn độ rắn mặt răng HB <350 MPa nên ta có m H = 6, mF = 6.
NHE, NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

17
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

- Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên N HE, NFE được xác định theo công thức:

NHE = 60.c.
-

∑

 Ti 


T max 

3

.ni.ti

; NFE = 60.c.

∑

 Ti 


T max 

6

.ni.ti

Với Ti , ni , ti lần lượt là mô men xoắn , số vòng quay , tổng số giờ làm việc ở chế
Độ thứ i của bánh răng đang xét.

c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay.( ở đây chọn c = 1).

Ta có: NHE2 = 60.c. ∑ti

∑

 Ti 


T max 

3

.

= 60.1. 274 .2 .11000 . (13 .+ 0,823.)

= 26,2. 10 7
NHE2> NHO2 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1 => KHL1 = 1.

NFE2 = 60.c..∑ti.

∑

 Ti 


T max 

6

.

= 60 .1 .274 .2 .11000 . (1 6 .+ 0,826.)
= 21,95.10 7
NFE2> NFO nên lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1 => KFL1 = 1.
=> Ứng suất cho phép:
[σH] =
18
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

560.1
1,1

[σH1] = =

[σH2] = =

Đồ án chi tiết máy

= 509 MPa.

530.1
1,1

= 481,8 MPa.

Vì cấp chậm sử dụng răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc là:
[σH] = [σH2] = 481,8 (Mpa).
[σF] =
[σF1] = = = 252 MPa.
[σF2] = = 236,57 MPa.
- Xác định ứng suất cho phép: [σ H]max = 2,8 . σch2 = 2,8 . 450 = 1260 MPa.
[σ F1]max = 0,8 . σch1= 0,8 . 580 = 464 MPa.
[σ F2]max = 0,8 . σch2 = 0,8 . 450 = 360 MPa.

III. Tính toán các thông số của bộ truyền.
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

K a (U h + 1).3

aw =

T1.K Hβ

[ σ H ] 2 .U h .ψ ba

Trong đó: Ka - Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng.
19
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

Tra bảng 6.5 được K a = 49,5 MPa1/3.
U2 - Là tỉ số truyền của cặp bánh răng. U 2 = 2,5
T1 - Là mô men xoắn trên trục I( trục chủ động).
T 1 =30157,89(Nmm).
KHβ - Là hệ số xét đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp
xúc. Nó phụ thuộc vào vị trí bánh răng đối với ổ và hệ số ψ bd .
ψbd = 0,53 ψba (U2 + 1)
Tra bảng 6.6 ta chọn ψba= 0.4
ψbd = 0,53 . 0,4 . (2,5 + 1) = 0,683
Tra bảng 6.7 và nội suy ta được K Hβ = 1,02
=> aw= 127,12 (mm).

Chọn aw = 160 (mm) theo tiêu chuẩn SEV229 – 75 (trang 99).
2. Xác định các thông số ăn khớp.
- Mô đun pháp:
mn = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02) . 160 = (1,4÷ 2,8)
Theo bảng 6.8 chọn mô đun pháp m n =2
- Xác định số răng bánh nhỏ:
Số răng bánh nhỏ:
Z1 = = 46 (răng)
20
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

Chọn Z 1 = 46 (răng).
Do đó: Z2 = U2.Z1 = 115 . Chọn Z2 = 115 (răng).

- Do đó aw được tính lại:

m( z + z )
2

1

2

aw =

= 161 (mm)

Lấy aw =161 (mm)
-Tính hệ số dịch chỉnh theo 6.22

a
y=
⇒

w

m

- 0,5(z1 +z2) =0

Hệ số dịch chỉnh bánh 1: x1=0
Hệ số dịch chỉnh bánh 2: x2=0

-Theo 6.27 ,tính góc ăn khớp:

Z . m .cosα
2a
t

Cosαtw=
⇒

w

=0,96

αtw =16012’

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

21
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều
kiện sau:
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2.T1 .K H .(U h + 1)
bw .U h .d w21

≤ [σH]
Trong đó: ZM – Là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng.

Tra bảng 6.5 ta có ZM = 274 MPa1/3
ZH – Là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Tra bảng 6.12, ta có ZH =1,76
- Zε Là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Zε =

4 −ε α
3
= 0,87
Với εα =1,88- 3,2(+)

⇒

Zε = 1,74

KH– Hệ số tải trọng khi tinh toán về tiếp xúc
KH = KHβ.KHα.KHV
Với KHβ :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
bảng 6.7 ta có KHβ= 1,11
KHα :hệ số kể đến sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Ở đây
bánh răng thẳng nên KHα= 1
22
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN

Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

bw Là chiều rộng vành răng:
bw = ψba. aw = 0,4 .140 = 66 (mm).
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d

w1

==99,3 (mm).

Ta có: v = = = 1,37 (m/s)
Với

v =1,37 (m/s) Tra bảng 6.13 ta dùng cấp chính xác 9.

Theo công thức 6.42

a
U

w

vH = δH.g0.v.

h

Tra bảng 6.15 ta có δH = 0,006

Theo bảng 6.16 ta có g 0 = 73

=>vH = 5,09
Do đó:

KHV = 1 +

= 1 + = 1,144
⇒

KH = KHβ.KHα.KHV = 1,1 . 1 . 1,144 = 1,258
Thay vào:

σH = 274 . 1,76 . 0,87 . = 287,8 (Mpa).
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

23
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN


Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

Theo (6.1), với v = 1,37 (m/s), ZV = 1;cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính

xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công độ nhám R z = 10 ÷ 40 µm, do đó
ZR = 0,9 ; KxH = 1.
Khi đó, theo (6.1) và (6.1a):
[σH]’ = [σH].ZR.ZV.KxH = 481,8 . 0,9 . 1 . 1 = 433,6 MPa.
Và σH = 395 MPa< [σH]’ = 433,6 MPa.
Vậy hệ thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
4. Kiểm nghiệm răng về điều kiện uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại mặt răng không
được vượt quá ứng suất cho phép.

σF1 = ≤ [σF1]

(6.43)

σ F1= σF1.

(6.44)

Với mn = 2
bw = 66 mm.
dw1= 99,3 mm.
Yε = = = 0,57 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Yβ = 1.(răng thẳng)
24
SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN

Đại học công nghiệp Hà Nội

Đồ án chi tiết máy

YF1 , YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 ,phụ thuộc vào số răng tương
đương và hệ số dịch chỉnh.
Tra bảng 6.18 và nội suy ta có: Y F1=3,93; YF2 = 3,6.
KF – Hệ số tải trọng khi tính cho uốn.
KF = KFβ.KFα.KFv
Tra bảng 6.7 và nội suy ta có: K Fβ = 1,23
Vì là răng thẳng nên

KFα =1

a
U

w

KFv = 1 +

với vF = δF.g0.v.

h

Tra bảng 6.15 ta có : δF = 0,016
v là vận tốc vòng , v=1,89
Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 9; do đó theo bảng 6.16 chọn g 0= 73
=>vF = 18,7

KFv = 1 + = 1,47
KF = 1,23 .1 . 1,47 = 1,81
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.43) và (6.44):
=>σF1 =58,79 (Mpa)

σF2= σF1. = 58,79 .

3,6
3,93

= 53,85 (Mpa)
25

SV: NGUYỄN VĂN HUỲNH
MSV: 1231030352

LỚP: CĐ ĐL4 – K12
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂN