Thiết Kế Hệ Thống Dân Động Băng Tải (Full Bản Vẽ)

GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

Mục Lục
PHẦN I:

TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ
PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I. 1
CHỌN ĐỘNG CƠ
I. 1. 1 Chọn hiệu suất của hệ thống
I. 1. 2 Tính công suất đẳng trị
I. 1. 3 Chọn tỉ số truyền

7
7
7
8

I. 2.

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I. 2. 1 Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn
I. 2. 2 Chọn lại các tỉ số truyền

8
8
8

I. 3.

TÍNH CÔNG SUẤT, MOMENT, SỐ VÒNG QUAY.
I. 3. 1 Công suất trên các trục
I. 3. 2 Số vòng quay
I. 3. 3 Moment xoắn

9
9
9
9

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH HỞ
II. 1.
II. 2.
II. 3.

CHỌN LOẠI XÍCH
XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN XÍCH
TÍNH KIỂM NGHIỆM XÍCH VỀ ĐỘ BỀN

10
10
10
11

II. 4.
II. 5.

ĐƯƠNG KÍNH ĐĨA XÍCH

LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC

12
13

PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
III. 1. BỘ TRUYỀN CẤP NHANH
III. 1. 1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng
III. 1. 2 Ứng suất cho phép
III. 1. 2. 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
III. 1. 2. 2 Ứng suất uốn cho phép
III. 1. 3. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng
III. 1. 3. 1
Chiều rộng vành răng
III. 1. 3. 2
Hệ số tập trung tải trọng
III. 1. 4. Khoảng cách trục
III. 1. 5 Thông số ăn khớp

14
14
14
15
15
16
16
16
16
16
1

GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

III. 1. 5. 1
Môđun pháp
III. 1. 5. 2
Số răng các bánh răng
III. 1. 6
Xác định kích thước bộ truyền
III. 1. 7
Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
III. 1. 8
Lực tác dụng lên bộ truyền
III. 1. 8
Lực tác dụng lên bộ truyền
III. 1. 10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
III. 1. 11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

16
16
17
17
18
18
18
19

III. 2. BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM
III. 2. 1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

20
20

III. 2. 2 Ứng suất cho phép
III. 2. 2. 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
III. 2. 2. 2 Ứng suất uốn cho phép
III. 2. 3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng
III. 2. 3. 1 Chiều rộng vành răng
III. 2. 3. 2 Hệ số tập trung tải trọng
III. 2. 4 Khoảng cách trục
III. 2. 5 Thông số ăn khớp
III. 2. 5. 1 Môđun pháp
III. 2. 5. 2 Số răng các bánh răng
III. 2. 6 Xác định kích thước bộ truyền
III. 2. 7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
III. 2. 8 Lực tác dụng lên bộ truyền
III. 2. 9 Hệ số tải trọng động
III. 2. 10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
III. 2. 11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn
III. 3.

KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU

PHẦN IV:
IV. 1

20

20
21
22
22
23
23
23
23
23
23
24
24
24
24
25
26

TRỤC VÀ THEN

27

SƠ ĐỒ LỰC KHÔNG GIAN VÀ THIẾT KẾ SƠ BỘ

IV. 1. 1

27

Sơ đồ lực không gian

27

IV. 1. 2 Thiết kế sơ bộ hộp giảm tốc
IV. 1. 3 Thiết kế sơ bộ đường kính trục theo mômen xoắn

29
29

IV. 2. TRỤC 1
IV. 2. 1 Các giá trị lực và moment ban đầu.
IV. 2. 2 Tính các phản lực tại ổ đỡ.
IV. 2. 3 Lập biểu đồ moment và thiết kế sơ bộ trục.

30
30
30
31

2


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

IV. 3. TRỤC 2
IV. 3. 1 Các giá trị lực và moment ban đầu.
IV. 3. 2 Tính các phản lực tại ổ đỡ
IV. 3. 3

33

33
33

Lập biểu đồ moment và thiết kế sơ bộ trục.

34

IV. 4. TRỤC 3
IV. 4. 1 Các giá trị lực ban đầu.
IV. 4. 2 Tính các phản lực tại ổ đỡ.
IV. 4. 3 Lập biểu đồ moment và thiết kế sơ bộ trục.

36
36
36
37

IV. 5. CHỌN THEN VÀ KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TRỤC
IV. 5. 1 Chọn then
IV. 5. 2. 1 Trục 1
IV. 5. 2. 1. 1
Tiết diện tại C1
IV. 5. 2. 1. 2
Tiết diện tại B1
IV. 5. 2. 1. 3
Tiết diện tại D1
IV. 5. 2. 2 Trục 2
IV. 5. 2. 2. 1
Tiết diện tại A2
IV. 5. 2. 2. 2

Tiết diện tại B2
IV. 5. 2. 2. 3
Tiết diện tại C2
IV. 5. 2. 3 Trục 3
IV. 5. 2. 3. 1
Tiết diện tại A3
IV. 5. 2. 3. 2
Tiết diện tại B3
IV. 5. 2. 3. 3
Tiết diện tại C3
IV. 5. 3 Kiểm nghiệm then

39
39
40
40
40
41
42
42
42
43
44
44
45
45
47

IV. 5. 3. 2

Trục 1

47
1

IV. 5. 3. 1. 1

Tiết diện B

47

IV. 5. 3. 1. 2

Tiết diện D

1

47

IV. 5. 3. 2 Trục 2

48
2

IV. 5. 3. 2. 1

Tiết diện B

48

IV. 5. 3. 2. 2

Tiết diện C

2

48

IV. 5. 3. 3 Trục 3

48
3

IV. 5. 3. 3. 1

Tiết diện A

48
3

IV. 5. 3. 3. 2

Tiết diện C

49
49

PHẦN V: Ổ LĂN

3

GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

V. 1

TRỤC 1
V. 1. 1
Chọn sơ bộ cỡ ổ
V. 1. 2
Kiểm nghiệm độ bền ổ
V. 1. 3 Tính lại tuổi thọ thực sự của ổ
V. 1. 4
Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ

49
50
51
51
51

V. 2

TRỤC 2
V. 2. 1
Chọn sơ bộ cỡ ổ
V. 2. 2
Kiểm nghiệm độ bền ổ

V. 2. 3
Tính lại tuổi thọ thực sự của ổ
Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ

51
52
53
54
54

V. 2. 4

V. 3
TRỤC 3
V. 3. 1
Chọn sơ bộ cỡ ổ
V. 3. 2
Kiểm nghiệm độ bền ổ
V. 3. 3 Tính lại tuổi thọ thực sự của ổ
V. 3. 4
Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ:

55
55
55
56
56

PHẦN VI: NỐI TRỤC ĐÀN HỒI
VI. 1 CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CUA NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

57

VI. 2 KIỂM TRA CÁC ĐIỀ KIỆN BỀN

58

PHẦN VII: VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ
VII. 1. KÍCH THƯỚC CƠ BAN CỦA VỎ HỘP
VII. 2. CHI TIẾT PHỤ
VII. 2. 1 Chốt định vị
VII. 2. 2 Cửa thăm
VII. 2. 3 Nút thông hơi
VII. 2. 4 Nút tháo dầu
VII. 2. 5 Que thăm dầu
VII. 2. 6 Ống lót
VII. 2. 7 Phớt chắn dầu
VII. 2. 8 Nắp ổ
VII. 2. 9 Vít tách nắp hộp giảm tốc
VII. 2. 10 Bu lông vòng

58
60
60
60
61
61
62
63
63

64
65
65

PHẦN VIII: DẦU BÔI TRƠN VÀ
BẢNG DUNG SA LẮP GHÉP
VIII. 1. DẦU BÔI TRƠN
VIII. 1. 1 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc
VIII. 1. 1 Mỡ tra ổ lăn

66
66
66
4


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

VIII. 2.

SVTH:THÁI VĂN HÔI

BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

67

ĐỀ TÀI
Đề số 2: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DÂN ĐỘNG BĂNG TẢI

Phương án số 5

Trục băng tải
T
Trục 3
T1
T2

Trục 2

Trục 1
t1

t

t2

Động cơ

5


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

SỐ LIỆU THIẾT KẾ
Lực võng trên xích tải,F(N): . . . . . 7500
Vận tốc băng tải, v(m/s): . . . . . . . . 1,2
Đường kính tang dẫn, D(mm . . . . .400
Thời gian phục vụ, L(năm): . . . . . . 7

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đạp nhẹ.
( 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải:
T1 = T;
t1= 45 (giây)
T2 = 0,7T;
t2= 44 (giây)

PHẦN I: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I. 1

CHỌN ĐỘNG CƠ
I. 1. 1 Chọn hiệu suất của hệ thống:

η = ηbr1.ηbr2.ηkn.ηx.ηol4
-

Trong đó:

ηbr1 = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp
nhanh
ηbr1 = 0,97 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

ηkn = 0,99 : Hiệu suất khớp nối.
ηx = 0,92 : Hiệu suất bộ truyền xích (để hở).
ηol = 0,99 : Hiệu suất ổ lăn.
-

Vậy hiệu suất bộ truyền động:

η = 0,96.0,97.0,99.0,92.0,99 4 = 0,815
I. 1. 2 Tính công suất đẳng trị
-

Công suất tính toán.

6


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

2

Pt = Ptđ = PMax

2

 T1  .t +  T2  .t
 ÷ 1  ÷ 2
T
T
t1 + t 2
2

=

2

 T1 
T 
  .t 1 +  2  .t 2
T
T
t1 + t 2

F.v
1000

2

=
-

Pct =

2

T
 0,7.T 
  .45 + 
 .44
T
 T 
= 7,78 ( KW )
45 + 44

7500.1,2
1000

Công suất cần thiết trên động cơ:

Pt
7,78
=
= 9,55 ( KW )
η 0,815
-

- Như vậy cần phải chọn động cơ có công suất lớn
hơn 9,55 (kW)
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Số vòng quay trục công tác

nlv =

60000.v
π.D

=

60000.1,2
π.400

= 57,3 ( vòng / phút )

I. 1. 3 Chọn tỉ số truyền

uch = uhgt .ux

-

Trong đó:
Đối với bộ truyền xích, tỉ số truyền u x được chọn trong khoảng 2 ÷ 6.
Chọn uhgt = 8
Đối với hộp giảm tốc hai cấp, tỉ số truyền được chọn trong khoảng 8 ÷ 40
Chọn ux = 3

⇒ uch = uhgt .ux = 8.3 = 24
-

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

-

Chọn động cơ:
Điều kiện chọn động cơ:

usb = nlv .uch = 57,3.24 = 1375,2 ( vòng / phút )

Pđc ≥ Pct ; nđc ≥ nsb
-

Dựa vào bảng P1.3/trang 237 sách “ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ
KHÍ” tập 1 của “TRỊNH CHẤT – LÊ VĂN UYỂN” ta chọn động cơ như sau:
Kiểu động cơ

Công suất (KW)

Số vòng quay động cơ

(vòng/phút)

7


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

4A132M4Y3

11,0

1458

I. 2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I. 2. 1 Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn:
-

Tỉ số truyền thực sự lúc này là:
n
1458
u ch = đc =
= 25,445
nlv
57,3
I. 2. 2 Chọn lại các tỉ số truyền:
-

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển thì unh = 1,4.uch

uch =
-

uhgt
1,4

=

8
= 2,391 ⇒ unh = 1,4.2,391 = 3,347
1,4

Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc:
uhgt = 2,391.3,347 = 8,0027

-

Sai số tỉ số truyền hộp giảm tốc:
8 − 8,0027
∆=
= 0,0338%
8
- Tỉ số truyền còn lại là
25,445
ux =
= 3,179
8,0027
I. 3. TÍNH CÔNG SUẤT, MOMENT, SỐ VÒNG QUAY.
I. 3. 1 Công suất trên các trục

Pmax
7500.1,2
=
= 9,88 ( KW )
nx .nol 1000.0,92.0,99
PIII
9,88
PII =
=
=10,40 ( KW )
nbr1.nol 0,96.0,99
PII
10,40
PI =
=
=10,83 ( KW )
nbr2 .nol 0,97.0,99
PIII =

I. 3. 2 Số vòng quay

nI = ndc =1458 ( vòng / phút )
nI
1458
=
= 435,6 ( vòng / phút )
unh 3,347
n
435,6

nIII = II =
=182,2 ( vòng / phút )
uch 2,391
nII =

I. 3. 3 Moment xoắn
8


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

TI = 9,55.106

SVTH:THÁI VĂN HÔI

PI
10,83
= 9,55.10 6
= 70937,2 ( N.mm )
nI
1458

TII = 9,55.106

PII
10,4
= 9,55.10 6
= 228007,3 ( N.mm )
nII
1458

TIII = 9,55.106

PIII
9,88
= 9,55.10 6
= 517859 ( N.mm )
nIII
182,2

Trục
Thông số
Công suất (KW)
Tỉ số truyền
Số vòng quay n (vg/ph)
Moment T (N.mm)

PHẦN II:

Động cơ

Trục I

Trục II

Trục III

Trục băng
tải

11

10,83

10,40

10,09

9,5

1
1458
72050,1

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH HỞ

Thông số đầu vào:

II. 1.

3,347
2,391
3,179
1458
435,6
182,2
57,3
70973,2
228007,3
517859

1583333

u x = 3,179
P = 10,09 ( KW )
n1 = 182,2 ( vòng / phút )

CHỌN LOẠI XÍCH
-

Vì tải trọng va đập nhẹ, vận tốc thấp nên ta dùng xích ống con lăn.

II. 2. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN XÍCH
Theo bảng 5.4, với u x = 3,179 thì cọn số răng của đĩa xích nhỏ theo công thức
z 1 = 29 − 2u x = 29 − 2.3,179 = 22,64
ta chọn số răng là số lẻ vậy z1 = 23 (răng)
- Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức
z 2 = z1u x = 23.3,179 = 73,12 (răng).
- Chọn z 2 = 74 (răng) < zmax = 120 (răng) nên bộ truyền thỏa điều kiệnhạn chế độ
tăng bước xích của bộ truyền xích ống
-

-

Theo công thức (5.3), ta có công thức tính toán:
Pt =

P.K.K z .K n
Kx

9

GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

-

SVTH:THÁI VĂN HÔI

Trong đó:  Với z 1 = 23 ⇒ k z =

z 01

z1

= 25

z1

= 25

23

= 1,09

 n1 = 182,2 (vòng/phút), n 01 = 200 (vòng/phút)
n 01
200
=
= 1,10
 kn =

n1
182,2
-

 K x = 2,5 đối với bộ truyền xích 3 dãy
Theo công thức (5.4), và bảng (5.6) ta có:
K = K r .K a .K o .k dc .k b .k lv
Trong đó:  K r =1,35 ( đường tâm các đĩa xích nằm với phương nằm
ngang một góc nhỏ hơn 30o
 k a = 1 ( Chọn a = 40p )
 k o =1 (bộ truyền xích nằm ngang, đường nối tâm song song với phương
ngang)
 k đc =1 (bộ truyền xích nằm ngang, đường nối tâm song song với
phương ngang
 k c =1,12 ( Chế độ làm việc 2 ca)
 k bt = 1,5 (bôi trơn định kỳ)
K = 1,35.1.1.1.1,12.1,5 = 2,268
Vậy
P.K.K z .K n 10,09.2,268.1,09.1,1
Pt =
=
= 10,98(KW)
Từ đó:
Kx
2,5

-

Theo bảng 5.5 với chọn bộ truyền xích một dãy ta chọn bước xích p = 25,4 ( mm ) thỏa

mãn điều kiện bền
Pt = [ P] = 11 ( KW )
-

Kiểm nghiệm bước xích theo công thức (6.13)
P.K
10,09.2,268
pc ³.600.3
= 600. 3
= 25,1 ( mm )
z1.n1 [ po ] K x
23.182,2.30.2,5

-

Vậy bước xích của bộ truyền thỏa yêu cầu
Khoảng cách trục a = 40p = 40.25,4 = 1016 ( mm )
Từ công thức số mắt xích sẽ là:
2a z1 + z 2 p. ( z2 - z1 )
2.1016 23 + 74 25,4 ( 74 - 23 )
x=
+
+
=
+
+
=130,1
2
p
2

25,4
2
1016.4.π 2
a. ( 2π )
2

-

2

Chọn số mắt xích chẵn x = 130 mắt xích, tính lại khoảng cách trục theo công thức
2
2
 z +z
z1 + z 2 
z1 + z2  


1
2
a = 0,25.p  x + x÷ -8
÷ 
2
2 
2π  






2
2

23 + 74
23 + 74 
23 + 74  


= 0,25.25,4 130 + 130 ÷ -8
÷  = 954,5 ( mm )
2
2 
2π  






10


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

-

II. 3.

SVTH:THÁI VĂN HÔI

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm một lượng a:
Δa = 0,003.a = 0,003.954,5 = 2,86 (mm)
chọn a = 952 (mm)
Số lần va đạp của xích theo công thức 5.14
z .n 23.182,2
i= 1 1 =
= 2,15 < [ i] = 20 ( lần) theo bảng 5.9)
15.x
15.130
TÍNH KIỂM NGHIỆM XÍCH VỀ ĐỘ BỀN

-

-

Theo công thức 5.15 ta có:
Q
s=
( k đ .Ft +Fo +Fv )

Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 177,1 ( KN) , kkhối lượng 1 m xích

q = 7,5 ( kg )

-

-

-

k đ = 1,7 (tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh ngĩa)
Vận tốc trung bình của xích:
z .p.n1 23.25,4.182,2
v= 1
=
= 1,77 ( m / s )
60000
60000
Tính lực vòng có ích trên bánh xích
1000.P 1000.10,09
Ft =
=
= 5701 ( N)
v
1,77

Fv = q.v 2 = 7,5.1,77 2 = 23,5 ( N )

-

Fo = 9,81.k f .q.a = 9,81.2.7,5.0,952 = 140,1 ( N )

-

Trong đó: k f = 2 ( bộ truyền nghiêng một góc < 40o)

-

Do đó:

-

Theo bảng 5.10 với n 01 = 200 ( vòng / phút ), [ s] = 8,5 . Vậy s > [ s] cho nên bộ truyền
xích đủ bền.

II. 4.

s=

177,1.1000
= 17,97
( 1,7.5701 + 140,1 + 23,5 )

ĐƯƠNG KÍNH ĐĨA XÍCH
-

Theo công thức 5.7 và bảng 13.4 ta có:
p
25,4
d1 =
=
= 186,5 ( mm )
π
sin  π ÷ sin 23
 z1 
p
25,4
d2 =
=
= 598,5 ( mm )

π
sin  π ÷ sin 74
 z2 


 = 197,5 ( mm )
da1 = p 0,5 + cot  π ÷ = 25,4 0,5 + cot π
z
23 

 1 


(

)

(

)

(

)

11


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

(

)



 = 610,6 ( mm )
da2 = p 0,5 + cot  π ÷ = 25,4 0,5 + cot π
z
74 


2 

df1 = d1 - 2r = 186,5 - 2.7,63 = 171,24 ( mm )

df2 = d2 - 2r = 598,5 - 2.7,63 = 583,24 ( mm )
Trong đó:
r = 0,5025.dl + 0,05 = 0,5025.15,08 + 0,05 = 7,63 ( mm )
Với d1 = 15,08 ( mm ) tra bảng 5.2
-

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18
k .E.( Ft .k đ + Fvđ )
σ H1 = 0,47 r
A.k đ
Trong đó:

 z 1 = 23 theo bảng chọn k r = 0,45
2.E1.E 2
= 2,1.10 5 ( MPa )
E=
E1 + E 2

(

)

2
 A = 446 mm theo bảng 5.12

 k d = 1 ( xích 3 dãy)

-

0,45.2,1.105. ( 4545.1+15,2 )
σ H1 = 0,47
= 448,5 ( MPa )
446.1
Theo công thức 5.19 thì lực va đập trên dãy xích là:
Fvđ =13.10-7.n1.p3 .m =13.10 -7.182,2.25,4 3.1= 15,2 ( N )
Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 ứng với ứng suất tiếp xúc
cho phép [ σ H ] = 500 ( MPa ) sẽ đãm bão được độ bền cho đĩa răng 1 σ H1 < σ H1 .
σ H2 = 0,47
Trong đó:
σ H2 = 0,47

-

II. 5.

[ ]

k r .E.( Ft .k đ + Fvđ )
A.k đ

z 2 = 74 theo bảng chọn k r = 0,22
0,22.2,1.105. ( 4545.1+15,2 )
= 313,6 ( MPa )
446.1

Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 ứng với ứng suất tiếp xúc
cho phép [ σ H ] = 500 ( MPa ) sẽ đãm bão được độ bền cho đĩa răng 2 σ H2 < σ H2 .

[ ]

LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC
-

Theo công thức 5.20 ta có:
Fr = k x .Ft = 1,15.5701= 6556,2 ( N)
Trong đó k x =1,15 ( ứng với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40 o)
12


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

Đây là bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín) ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để
tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn.
Các thông số
Số răng z
Tỉ số truyền ux
Bước xích pc
Khoảng cách trục a
Số mắt xích X
Chiều dài xích L
Loại xích
Diện tích mặt tựa bản lề A
Đường kính vòng chia d
Đường kính vòng chia da
Đường kính vòng chia df

PHẦN III:

Đĩa xích 1
Đĩa xích 2
23 răng
74 răng
3.179
25,4 mm
952 mm
130 mắt xích
Xích ong con lăn 3 dãy
446 mm2
186,5 mm
197,5 mm

610,6 mm
171,24 mm
583,24 mm
Đĩa xích 1
Đĩa xích 2

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

III. 1. BỘ TRUYỀN CẤP NHANH
III. 1. 1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng
- Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau thép C45 thường hóa. Ta
chọn như sau:
 Độ rắn bánh nhỏ là 250 HB
 Độ rắn bánh lớn là 235 HB
III. 1. 2 Ứng suất cho phép
III. 1. 2. 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
-

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức

[ σH ] = σ 0Hlim
-

0,9K HL
sH

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 3.5:
σ 0Hlim1 = 2H1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 ( MPa )

σ 0Hlim2 = 2H2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 ( MPa )

-

Hệ số tuổi thọ

K HL = mH
Trong đó:

K HL được xác định theo công thức (3.7):

NHO
NHE

 NHE - số chu kỳ làm việc tương đương
 NHO - số chu kỳ làm việc cơ sở
13


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

-

-

SVTH:THÁI VĂN HÔI

 mH - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.
Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (3.10):
3
n 


 Ti 
NHE1 = 60c ∑ 
n
t
÷ i i

i=1  Tmax 

3 44 
 45
= 60.1.33600 13. + ( 0,7 ) . ÷.1458 = 1984,6.10 6 ( chuki )
89 
 89
6
N
1984,6.10
NHE2 = HE1 =
= 592,95.10 6 ( chuki )
unh
3,347
Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính bằng:
NHO = 30HB2,4

NHO1 = 30HB12,4 = 30.250 2,4 = 1,7.10 7 ( chukì )
NHO2 = 30HB 22,4 = 30.235 2,4 =1,4.107 ( chukì )
-

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 3.5:
sH =1,1

-

Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
sH = 1,1

0,9K HL1
0,9.1
= 570
= 466,36 ( MPa )
sH1
1,1
0,9K HL2
0,9.1
σH2  = σ 0Hlim2
= 540
= 441,82 ( MPa )
sH2
1,1
σH1  = σ 0Hlim1

-

Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo (3.14) ta có:

[ σH ] = 0,5
-

2

2

σH1  + σ H2  = 0,5 466,36 2 + 441,822 = 321,21 ( MPa )

So sánh với điều kiện (3.15): [ σH ] min £ [ σ H ] £ 1,25 [ σ H ] min

[ σH ] min = 441,82 £ [ σH ] = 321,21£ 1,25 [ σ H ] min = 552,28 ( MPa )

-

Điều kiện trên không thỏa nên ta chọn:
[ σH ] = [ σH ] min = 441,82 ( MPa )

III. 1. 2. 2
-

Ứng suất uốn cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (3.20):
0,9KFL
[ σF ] = σ0Flim
sF

- Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ
rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 3.5:
σ 0Flim1 = 1,8H1 =1,8.250 = 450 ( MPa )

σ 0Flim2 = 1,8H2 = 1,8.235 = 423 ( MPa )
-

Hệ số tuổi thọ KKL xác định theo công thức (3.21):

14


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

K FL = 6
-

SVTH:THÁI VĂN HÔI

NFO
NFE

6
Số chu kỳ cơ sở: NFO = 5.10 ( chukì )
Số chu kỳ làm việc tương đương theo (3.22):
6
n 

 Ti 
NFE1 = 60c ∑ 
÷ nit i 

i=1  Tmax 

6 44 
 45
= 60.1.33600  16. + ( 0,7 ) . ÷.1458 =1657,1.10 6 ( chukì )
89 
 89

NFE1 1657,1.10 6
NFE2 =
=
= 495,1.10 6 ( chukì )
unh
3,347
Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở
nên ta có: K FL1 = K FL2 = 1
-

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 3.5: SF =1,75
Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

K
1
σF1  = σ 0Flim1 FL1 = 450
= 257,14 ( MPa )
sF1
1,75
K
1
σF2  = σ 0Flim2 FL1 = 423
= 241,71 ( MPa )
sF1
1,75
III. 1. 3. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng
III. 1. 3. 1
Chiều rộng vành răng
-

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 3.7:
ψba = 0,315

-

Ta suy ra giá trị ψbd dựa vào công thức (3.26):

ψbd =
III. 1. 3. 2
-

b w ψba ( unh +1) 0,315 ( 3,347 +1)
=
=
= 0,6847
dw
2
2
Hệ số tập trung tải trọng K β

Dựa vào ψ bd tra bảng 3.8 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng

K Hβ = 1,045 , K Fβ = 1,085
III. 1. 4.
-

Khoảng cách trục
Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức (3.28):

15


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

a w ≥ 43 ( unh +1)

SVTH:THÁI VĂN HÔI

3

T1K Hβ
ψba [ σH ] unh

= 43. ( 3,347 +1)
-

2

3

70973,2.1,045
=133,02 ( mm )
0,315.441,822.3,347

Theo tiêu chuẩn ta chọn: a w =160 ( mm ) .

III. 1. 5 Thông số ăn khớp
III. 1. 5. 1
Môđun pháp

-

Theo (3.29) khi H1,H2 < 350 ( MPa )

mn = ( 0,01÷ 0,02 ) a w = 1,6 ÷ 3,2 ( mm )
-

Theo tiêu chuẩn trong bảng 3.2 ta chọn môđun pháp:
mn = 2,5 ( mm )

III. 1. 5. 2

Số răng các bánh răng

Đối với bánh răng nghiêng, ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiêng
β : 20 ≥ β ≥ 8o .Theo (3.34):
o

2a w cos8o
2a cos 20o
≥ z1 ≥ w
mn ( unh +1)
mn ( unh +1)
2.160.cos8o
2.160.cos 20o
⇔
≥ z1 ≥
⇔ 29,16 ≥ z1 ≥ 27,67
2,5 ( 3,347 +1)
2,5 ( 3,347 +1)

-

Chọn z1 = 28 răng.

-

Số răng bánh bị dẫn: z 2 = z1.unh = 28.3,347 = 93,72

-

Chọn z 2 = 94 răng.

-

Tỷ số truyền thực: um =

z 2 94
=
= 3,357
z 1 28

-

Sai số tương đối tỷ số truyền:
u -u
3,357 - 3,347
Δu = m nh =
= 0,3% < 5%
unh

3,347
m (z + z )
2,5(28 + 94)
β = arcos n 1 2 = arcos
=17,61o
2a w
2.160
III. 1. 6 Xác định kích thước bộ truyền
I-

-

Khoảng cách trục:
m (z + z ) 2,5(28 + 94)
aw = n 1 2 =
= 159,99 ≈ 160 ( mm )
2cosβ
2.cos17,61o
Đường kính vòng chia:

16


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

mn z1
2,5.28
=

= 73,44 ( mm )
cosβ cos17,61o
mz
2,5.94
d2 = n 2 =
= 246,55 ( mm )
cosβ cos17,61o
Đường kính vòng lăn:
dw1 = d1 ; dw2 = d2
Đường kính vòng đỉnh:
da1 = d1 + 2mn = 73,44 + 2.2,5 = 78,44 ( mm )
d1 =

-

da2 = d2 + 2mn = 246,55 + 2.2,5 = 251,55 ( mm )

-

Bề rộng răng:
b = a w .ψba =160.0,315 = 50,4 ( mm )

III. 1. 7
-

-

Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
Theo (3.45), vận tốc vòng bánh răng:
πd1n1 3,14.73,44.1458

v=
=
= 5,60 m
s
60000
60000
Dựa theo bảng 3.10 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9.

( )

III. 1. 8
-

-

-

Lực tác dụng lên bộ truyền

Ft1
Ft1

Fa1

Theo (3.48),lực vòng:
2.T1 2.70973,2
Ft1 =
=
= 1932,8 ( N )
dw1

73,44
Theo (3.49), lực hướng tâm:
F .tananw 1932,8.tan20o
Fr1 = t1
=
= 738,1 ( N)
cosβ
cos17,61o
Theo (3.50), lực dọc trục:
Fa1 = Ft1.tanβ = 1932,8.tan17,61o = 613,5 ( N )

III. 1. 9

Hệ số tải trọng động

( )

Với vận tốc v = 5,60 m s và cấp chính xác 9 tra bảng 3.12 ta xác định được hệ số
tải trọng động:
-

K Hv = 1,12, K Fv = 1,57
III. 1. 10
-

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (3.51):

σH =

-

ZM ZHεZ
d w1

2T1.K H ( unh +1)
b w .unh

Trong đó hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo (3.52):
17


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

ZH =
-

2cosβ
sin2α tw

 tanαnw
Với αtw = arctan 
 cosβ
ZH =

SVTH:THÁI VĂN HÔI

 tan20o 

=

arctan
= 20,90o

÷
o ÷

 cos17,61 

2cos17,61o
= 1,691
sin ( 2.20,9o )

(

ZM = 275 MPa

1 2

)

-

Nếu cặp bánh răng bằng thép thì

-

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo (3.56): Zε =

-

Với

-

Suy ra: Z ε =

1
εα


1

1 
1 
 1
o
ε α = 1,88 − 3,2 +  cos β = 1,88 − 3,2
+
 cos 17,61 = 1,651
 28 94 

 z1 z 2  

1
= 0,778
1,651

275.1,691.0,778 2.70973,21.1,358 ( 3,347 +1)
= 347,2 ( MPa )
73,44

50,4.3,347
Hệ số tải trọng tính:
K H = K HβK HvK Hα = 1,045.1,12.1,16 = 1,358
σH =

-

-

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo (3.60):
K Z Z KK
[ σH ] = σ 0H lim HL Rs V l xH
H
Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 0,95
Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB ≤ 350 theo (3,61):

Z V = 0,85v 0,1 = 0,85.5,60,1 = 1,01
-

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn,chọn K l = 1
Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng, theo (3.63):
d
73,44
K xH = 1,05 − 4 = 1,05 −
= 1,021
10
10 4
Z Z KK

0,95.1,01.1.1,021
= 480,9 ( MPa )
[ σH ] = [ σH ] R V l xH = 441,82
0,9
0,9
Suy ra

σ H = 347,2< [ σ H ] = 480,9 ( MPa )
-

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

III. 1. 11

Kiểm nghiệm ứng suất uốn

18


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

-

-

SVTH:THÁI VĂN HÔI

Ứng suất uốn cho phép theo (3.71):
[ σF ] = σOF lim K FL YR Yx YδK FC
sH

Trong đó:
 Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: K FC = 1 khi quay
1 chiều.
 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR = 1 khi phay và mài răng.
 Hệ số kích thước: Y = 1,05 – 0,005m = 1,05 – 0,005.2,5 = 1,0375.
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:
Yδ = 1,082 − 0,172. lg m = 1,082 − 0,172. lg 2,5 = 1,014
x

-

Suy ra:
-

[ σ F1] = [ σ F1] YR YxδY KFC
[ σ F2 ] = [ σ F2 ] YR YxδY KFC

Trong đó:

-

-

-

-

= 241,71.1.1,0375.1,014.1= 254,28 ( MPa )

Hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm (3.66):

YF = 3,47 +
-

= 257,14.1.1,0375.1,014.1= 270,52 ( MPa )

13,2 27,9 x
−
+ 0,092 x 2
zv
zv

Trong đó: Số răng tương đương:
z1
28
=
= 32,34
 z v1 =
3
3
cos β cos 17,61
z2
94
=
= 108,56
 zv2 =
3
3
cos β cos 17,61
13,2

= 3,878
Suy ra: YF1 = 3,47 +
32,34
13,2
YF2 = 3,47 +
= 3,592
108,56
Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:
[ σF1 ] = 270,52 = 69,76
[ σF2 ] = 254,28 = 70,79
YF1
3,878
Y2
3,592
Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn.
Ứng suất uốn được tính theo (3.65):
Y .F .K
σF = F t F
b wm
Hệ số tải trọng tính:
K F = K FβK Fv K Fα ,

ncx ≥ 9 ⇒ K Fα = 1

Suy ra: K F = K FβK FvK Fα = 1,085.1,57.1=1,70
Ứng suất uốn tính toán:
3,878.1932,8.1,7
σF1 =
=101,13 ( MPa )
50,4.2,5

19


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

3,592.1932,8.1,7
= 93,67 ( MPa )
50,4.2,5
Vậy độ bền uốn được thỏa.
σ F1 =

-

III. 2. BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM
III. 2. 1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng
- Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau thép C45 thường hóa. Ta
chọn như sau:
 Độ rắn bánh nhỏ là 250 HB
 Độ rắn bánh lớn là 235 HB
III. 2. 2 Ứng suất cho phép
III. 2. 2. 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
-

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức

[ σH ] = σ 0Hlim
-

0,9K HL
sH

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 3.5:
σ 0Hlim1 = 2H1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 ( MPa )

σ 0Hlim2 = 2H2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 ( MPa )
-

Hệ số tuổi thọ

K HL = mH

K HL được xác định theo công thức (3.7):

NHO
NHE

Trong đó:

-

 NHE - số chu kỳ làm việc tương đương
 NHO - số chu kỳ làm việc cơ sở
 mH - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.
Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (3.10):
3
n 


 Ti 
NHE1 = 60c ∑ 
÷ ni t i 

i=1  Tmax 

3 44 
 45
= 60.1.33600  13. + ( 0,7 ) . ÷.435,6 = 592,93.10 6 ( chuki )
89 
 89

NHE1 592,93.106
NHE2 =
=
= 247,97.10 6 ( chuki )
uch
2,391
-

Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính bằng:
NHO = 30HB2,4

NHO1 = 30HB12,4 = 30.250 2,4 = 1,7.10 7 ( chukì )
NHO2 = 30HB 22,4 = 30.235 2,4 =1,4.107 ( chukì )
-

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 3.5:

20

GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

-

SVTH:THÁI VĂN HÔI

sH = 1,1
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
sH =1,1

0,9K HL1
0,9.1
= 570
= 466,36 ( MPa )
sH1
1,1
0,9K HL2
0,9.1
σH2  = σ 0Hlim2
= 540
= 441,82 ( MPa )
sH2
1,1
Do NHE1 > NHO1,NHE2 > NHO2 Þ K HL1 = K HL2 =1
σ H1  = σ 0Hlim1

-

Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên
So sánh với điều kiện (3.15): [ σH ] min ≤ [ σH ] ≤ 1,25 [ σ H ] min

[ σH ] = [ σH ] min = [ σH ] 2 = 441,82 ( MPa )

III. 2. 2. 2
-

Ứng suất uốn cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (3.20):
0,9KFL
[ σF ] = σ0Flim
sF

- Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn
bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 3.5:
σ 0Flim1 = 1,8H1 =1,8.250 = 450 ( MPa )

σ 0Flim2 = 1,8H2 = 1,8.235 = 423 ( MPa )
-

-

Hệ số tuổi thọ KKL xác định theo công thức (3.21):
N
K FL = 6 FO
NFE
6
Số chu kỳ cơ sở: NFO = 5.10 ( chukì)

Số chu kỳ làm việc tương đương theo (3.22):
6
n 

 Ti 
NFE1 = 60c ∑ 
n
t
÷ i i

i=1  Tmax 

6 44 
 45
= 60.1.33600  16. + ( 0,7 ) . ÷.435,6 = 495,1.10 6 ( chukì )
89 
 89

NFE1 495,1.106
=
= 207,1.10 6 ( chukì )
unh
2,391
- Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở
nên Ta có: K FL1 = K FL2 =1
- Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 3.5:
SF =1,75
- Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
NFE2 =

21


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

K
1
σ F1  = σ 0Flim1 FL1 = 450
= 257,14 ( MPa )
sF1
1,75
K
1
σ F2  = σ 0Flim2 FL1 = 423
= 241,71 ( MPa )
sF1
1,75
III. 2. 3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng
III. 2. 3. 1 Chiều rộng vành răng
-

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 3.7:
ψba = 0,315

-

Ta suy ra giá trị ψbd dựa vào công thức (3.26):

ψbd =
III. 2. 3. 2
-

b w ψba ( uch +1) 0,315 ( 2,391+1)
=
=
= 0,5341
dw
2
2

Hệ số tập trung tải trọng K β

Dựa vào ψbd tra bảng 3.8 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng
K Hβ =1,033 , K Fβ = 1,058

III. 2. 4
-

Khoảng cách trục
Tính toán cho bánh răng trụ răng thẳng ta dùng công thức (3.28):

a w ≥ 50 ( uch +1)

3

T1K Hβ
ψba [ σH ] uch

= 50. ( 2,391+1)
-

2

3

228007,3.1,033
= 184,56 ( mm )
0,315.441,822.2,391

Theo tiêu chuẩn ta chọn: a w = 200 ( mm ) .

III. 2. 5 Thông số ăn khớp
III. 2. 5. 1 Môđun pháp
-

Theo (3.29) khi H1,H2 < 350 ( MPa )

mn = ( 0,01÷ 0,02 ) a w = 2 ÷ 4 ( mm )
-

III. 2. 5. 2
-

Theo tiêu chuẩn trong bảng 3.2 ta chọn môđun pháp:
mn = 2,5 ( mm )
Số răng các bánh răng
Số răng bánh dẫn được tính dựa vào (3.33)
2a w

2.200
z3 =
=
= 47,2
mn ( uch +1) 2,5 ( 2,391+1)

Chọn z3 = 47 răng.

22


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

-

Số răng bánh bị dẫn: z 4 = z3 .uch = 47.2,391= 112,4

-

Tỷ số truyền thực: um =

-

-

-

III. 2. 6

-

Chọn z 4 =113 răng.

z 4 113
=
= 2,404
z3
47
Sai số tương đối tỷ số truyền:
u -u
2,404 - 2,391
Δu = m ch =
= 0,54% < 5%
uch
2,391
Khoảng cách trục:
m (z + z 4 ) 2,5(47 +113)
aw = n 3
=
= 200 ( mm )
2
2
Như vậy ta không cần dịch chỉnh bánh răng.
Theo (3.44), ta có góc ăn khớp:
m (z + z 4 )cosα 2,5(47 +113)cos20o
cosαtw = n 3
=
= 0,9396 ⇒ α tw = 20,16 o
2a w

2.200
Xác định kích thước bộ truyền
Đường kính vòng chia:
d3 = mn z3 = 2,5.47 =117,5 ( mm )

d4 = mn z 4 = 2,5.113 = 282,5 ( mm )

-

-

Đường kính vòng lăn:
2aω
2.200
dw3 =
=
=117,51 ( mm )
uch +1 2,404 +1

dw4 = dw1uch =117,51.2,404 = 282,49 ( mm )
Đường kính vòng đỉnh:
da3 = d3 + 2mn = 117,5 + 2.2,5 = 122,5 ( mm )
da4 = d4 + 2mn = 282,5 + 2.2,5 = 287,5 ( mm )

-

Đường kính vòng đáy:
df3 = d3 - 2,5mn =117,5 - 2,5.2,5 =111,25 ( mm )

df4 = d4 - 2,5mn = 282,5 - 2,5.2,5 = 276,25 ( mm )

-

Bề rộng răng:
b = a w .ψba = 200.0,315 = 63 ( mm )

III. 2. 7

Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

-

III. 2. 8
-

Theo (3.45), vận tốc vòng bánh răng:
πd1n1 3,14.117,5.435,6
v=
=
= 2,68 m
s
60000
60000
Dựa theo bảng 3.10 ta chọn cấp chính xác bộ truyền làF9.
r3
Lực tác dụng lên bộ truyền

( )

Ft3

Theo (3.48),lực vòng:
23


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

2.T1 2.228007,3
=
= 3881( N)
dw1
117,5
Theo (3.49), lực hướng tâm:
Fr3 = Ft3 .tan α w = 3881.tan20o =1412,6 ( N )
Ft3 =

-

III. 2. 9

Hệ số tải trọng động

( )

Với vận tốc v = 2,68 m s và cấp chính xác 9 tra bảng 3.12 ta xác định được hệ số
tải trọng động:
K Hv = 1,07, K Fv = 1,34
-

III. 2. 10
-

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (3.51):

σH =

ZM ZHεZ
d w1

2T1.K H ( uch +1)
b w .uch

-

Trong đó hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo (3.52):
2
2
ZH =
=
= 1,758
sin2α tw
sin2.20,16 o

-

Nếu cặp bánh răng bằng thép thì ZM = 275 MPa

-

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo (3.56): Z ε =

-


 1 1 

1 
 1
o
+
Với ε α = 1,88 - 3,2  + ÷ cosβ = 1,88 - 3,2 
÷ cos0 =1,78
 47 113  

 z1 z 2  


-

Suy ra: Z ε =

(

1 2

)

4 -ε
3

4 -1,78
= 0,86
3

275.1,758.0,86 2.228007,3.1,459 ( 2,391+1)
= 433,04 ( MPa )
117,5
63.2,391
Hệ số tải trọng tính:
K H = K HβK HvK Hα = 1,033.1,07.1,132 = 1,459
σH =

-

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo (3.60):
[ σH ] = σ0H lim K HL ZR Z VK lK xH
sH

-

Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 0,95
Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB ≤ 350 theo (3,61):
Z V = 0,85v 0,1 = 0,85.2,680,1 = 0,938

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn,chọn K l = 1

24

α


GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SVTH:THÁI VĂN HÔI

-

Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng, theo (3.63):
d
117,5
K xH = 1,05 - 4 = 1,05 =1,019
10
10 4
Z Z KK
0,95.0,938.1.1,019
= 445,8 ( MPa )
[ σH ] = [ σH ] R V l xH = 441,82
0,9
0,9

-

Suy ra

σ H = 433,04< [ σ H ] = 445,8 ( MPa )

III. 2. 11
-

-

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa
Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Ứng suất uốn cho phép theo (3.71):
[ σF ] = σOF lim K FL YR Yx YδK FC
sH
Trong đó:
 Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: K FC = 1
khi quay 1 chiều.
 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR = 1 khi phay và mài răng.
 Hệ số kích thước: Y = 1,05 – 0,005m = 1,05 – 0,005.2,5 = 1,0375.
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:
Yδ = 1,082 − 0,172. lg m = 1,082 − 0,172. lg 2,5 = 1,014
x

-

Suy ra:

[ σ F3 ] = [ σ F3 ] YR YxδY KFC
[ σ F4 ] = [ σ F4 ] YR YxδY KFC

Trong đó: 
YF = 3,47 +

= 257,14.1.1,0375.1,014.1= 270,52 ( MPa )

= 241,71.1.1,0375.1,014.1= 254,28 ( MPa )

Hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm (3.66):
13,2 27,9 x
−
+ 0,092 x 2
zv
zv

-

Trong đó: Số răng tương đương:
z v4 = z 4 =113
z v3 = z 4 = 47

-

-

-

13,2
= 3,751
47
13,2
YF4 = 3,47 +
= 3,587
113
Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

[ σF3 ] = 270,52 = 72,12
[ σF4 ] = 254,28 = 70,89
YF3
3,751
YF4
3,587
Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn.
Ứng suất uốn được tính theo (3.65):

Suy ra: YF3 = 3,47 +

25