Tính toán thiết kế bộ truyền đai thẳng côn thẳng

1

MỤC LỤC
BẢN THUYẾT MINH GỒM NHỮNG PHẦN CHÍNH SAU

PHẦN :Tính chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
PHẦN :Tính toán bộ truyền ngoài
PHẦN

:Tính bộ truyền bánh răng

PHẦN V:Tính toán thiết kế trục
PHẦN V:Tính chọn ổ đỡ
PHẦN V :Lựa chọn kết cấu hộp
PHẦN
TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN VÀ MÔ MEN XOẮN
TRÊN CÁC TRỤC.
1.1.Chọn động cơ.
Công suất cần thiết:
-công suất danh nghĩa trên trục máy công tác
Pdn = F.V/1000
Với F:Là lực kéo băng tải.
V:Là vận tốc băng tải.
Thay số ta có: => Pdn = 12500.0.45/1000 = 5,625( KW)
Do tải trọng thay đổi nhiều mức nên ta chọn động cơ theo công suất tương đương.


2

Ptd = Pdn.β (β>1)
Ptd = Pdn/β (β<1)

1.

Với β =

Thay số ta có:

= 0,76

β=

Vậy công suất tính toán trên trục máy công tác là:

Pt = Ptd = Pdn/β

thay số ta có: Ptd

= 5,625/0,76 = 7,4(KW)

-Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động là:
Ta gọi

ht

là hiệu suất của toàn bộ hệ thống và được xác định theo công thức:

ht =

k. ot.

2
ol

.

dt. brc

Tra bảng 2.3 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có.
+

k

là hiệu suất của khớp nối với

+

ot là

hiệu suất của 1 cặp ổ trượt

+

ol là

hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

+

dt là

hiệu suất của bộ truyền đai thang

k

ot

= 0,99.

= 0,99.

ol

dt

= 0,99.
= 0,96.


3

+

brc là

hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn

Thay số vào ta có:

ht

brc =

0,95.

= 0,99.0,99.0,99.0,96.0,95 = 0,89

-Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct = Pt/

ht

thay số ta có: Pct

= 7,4/0,89 = 8,3(KW).

-Số vòng quay đồng bộ của động cơ.
+số vòng quay trên trục máy công tác: nlv = 60000.V/(π.D)
Với V: là vận tốc của băng tải (m/s)
D:là đường kính của băng tải (mm)
Thay số vào ta có:nlv = 60000.0,45/(3,14.400) = 21,5 (v/p)
-Ta đi chọn sơ bộ tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động
Uh = Ud.Ubrc
Ta chọn sơ bộ các tỉ số truyền như sau.
+Tỉ số truyền của bộ truyền đai:Ud = 5,5
+Tỉ số truyền của hộp với hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng:Ubrc = 6
Vậy tỉ số truyền của toàn hệ dẫn động là: Ut = 5,5.6 = 33
-số vòng quay trên trục của động cơ:nsb = nlv.Ut
Thay số vào ta có: nsb = 33.21,5 = 710 (v/p)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : nđb = 730( v/p)

Để chọn động cơ ta dựa vào bảng P1.3 phụ lục SGKTTTKHDĐCK tập 1
Ta sử dụng loại động cơ 4A160M8Y3 có các thông số kĩ thuật như sau:


4

Bảng thông số kĩ thuật của động cơ
Kiểu động
Công
Vận tốc
cos
cơ
suất (kw) quay(v/p)
4A160M8Y3 11
730
0,75

%
87

2,2

1,4

Để đảm bảo cho động cơ làm việc được ổn định ta cần đi kiểm nghiệm lại các điều
kiện của động cơ khi làm việc
+ndc = 730(v/p)

nsb = 710(v/p)

+Pdc Pct = 8,3KW
Như vậy động cơ đã chọn phù hợp với yêu cầu đặt ra
1.2 Phân phối tỉ số truyền và mômen xoắn trên các trục
*ta đi tính lại tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động:
Với: Ut = ndc/nlv thay số ta có: Ut = 730/21,5 = 33,9
Ta đi phân phối lại tỉ số truyền như sau: chọn Uh = 6
Ta có Ud = Ut/Uh = 33,9/6 = 5,65
1.3 Tính các thông số trên các trục:
*tính toán toán tốc đọ quay trên các trục :
-trục động cơ : ndc = 730(v/p)
-trục số 1:

= ndc/nd thay số ta có:

-trục số 2:

= nІ/Ubrc thay số vào ta có:

= 730/5,65 = 129,2(v/p)

-trục số 3:
=
/UK thay số vào ta có:
*tính công suất trên các trục
-Pdc = Pct = 8,3(kw)
-

= Pdc. d.

ol

= 129,2/6 = 21,5(v/p)
= 21,5/1 = 21,5(v/p)

thay số ta có: 8,3.0,95.0,99 = 7,8(kw)


5

-

=

.

.

ol

k

thay số ta có: 7,8.0,99.0,99

= 7,64(kw)

- = . ot k thay số ta có: 7,64.0,99.0,99 = 7,48(kw)
*tính mômen xoắn trên các trục:
Tdc = 9,55.106.Pct/ndc = 9,55.106.8,3/730 = 108582(N.mm)

= 9,55.106. /

= 9,55.106.7,8/129,2 = 576547(N.mm)

= 9,55.106. /

= 9,55.106.7,64/21,5 = 3393581(N.mm)

= 9,55.106.PІІІ/nІІІ = 9,55.106.7,48/21,5 = 3322511(N.mm)
Thông số
trục

Tỉ số truyền

Trục động cơ
5,65

Trục số 1
Trục số 2

6

Trục số 3

Tốc độ
quay(v/p)
730

Công suất(kw)
8,3

Mômen xoắn
(N.mm)
108582

129,2

7,8

576547

21,5

7,64

3393581

21,5

7,48

3322511

PHẦN : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
.1 Thiết kế bộ truyền đai thang
-các số liệu ban đầu
Pdc = 8,3kw ; ndc = 730v/p ; Udt = 5,65.
Dể chọn loại đai ta căn cứ vào hình 4.1 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chon
loại đai thường loại B các thông số của loại đai này được tra trong bảng
4.13 SGKTTTKHDĐCK tập 1.
Kích thước mặt cắt (mm)

Loại đai
Thang thường
ƂB

bt

b

h

Y0

14

17

10,5

4,0

138

140

hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt dây đai


6

17

14

4

10,5

40°

.2.Tính sơ bộ đai
-tính vận tốc đai theo công thức: V = π.D1.n1/60000 thay số ta có:
V = 3,14.140.730/60000 = 5,34(m/s)
Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép
[Vmax] = 25(m/s) với đai thang.


7

*ta tiếp tục đi xác định đường kính báhn đai lớn theo công thức:
D2 = D1.Ud.(1-ԑ) ta chọn ԑ = 0,01 với Ԑ gọi là hệ số trượt của đai.
Thay số ta có: D2 = 140.5,65.(1 – 0,01) = 783.9(mm).
.3.Chọn đường kính đai theo tiêu chuẩn:
Theo bảng 4.21 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chọn D2 = 800(mm).
-tỉ số truyền thực tế có kể đến sự trượt là;
Udtt = D2/D1.(1-Ԑ) thay số ta có
Udtt = 800/{140.(1 – 0,01)} = 5,77
Theo công thức kiểm nghiệm về sai số tỉ số truyền SGK chi tiết máy tập 2 ta
có:
ΔU = |Udtt - Ud|/Ud

Δ[U] thay số ta có:

ΔU = |5,77 – 5,65|/5,65.100% = 2,1% => ΔU < [ΔU] = 5%
Như vậy thoả mãn điều kiện về sai số tỉ số truyền đai.
-bây giờ ta đi chọn sơ bộ chiều dài khoảng cách trục:
Theo bảng 4.14 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có: asb = 800.0,85 = 680(mm)
Chiều dài sơ bộ của dây đai đựoc xác định theo công thức sau:
Lsb = 2asb + π(D1 + D2)/2 + (D2 - D1)2/(4asb)
=>Lsb = 2.680 + 3,14.(800+140)/2 + (800 – 140)2/(4.680) = 2995,9(mm)
Theo bảng 4.13 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn Lsb = 3150(mm)
*ta tiếp tục đi nghiệm đai về số vòng chạy của đai theo công thức:
¡ = V/L thay số vào ta có:
¡ = 5,34/3,15 = 1,69(1/s)
Như vậy ¡ = 1,69 < ¡max = 10(1/s)
Vậy số vòng chạy của đai trong 1s thoả mãn yêu cầu
*Ta tiếp tục đi xác định khoảng cách trục theo tiêu chuẩn.

a=
Với: λ = 1 – π(D2 – D1)/2
Và: Δ = (D2 – D1)/2
Hay: a =

.


8

Thay số ta có: a =

=

766(mm)
Khoảng cách trục cần thoả mãn điều kiện: 0,55(D1 + D2) + h

a

2(D1 + D1)

Với amin = 0,55(D2 + D1) + h và bằng 517(mm)
Với amax = 2(D2 + D1). Và bằng 1880(mm)
Như vậy đã thoả mãn về điều kiện khoảng cách trục.
*nghiệm điều kiện về góc ôm đai theo công thức
= 180o – (D2 – D1).60o/a [ ] = 120o
Thay số vào ta có:
= 180o – 60o(800 – 140)/766 = 128o3`.
Vậy

> [ ] = 120o => góc ôm đai đã thoả mãn yêu cầu với bộ truyền.

.4.Xác định số dây đai Z
Theo công thức 4.6 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:
Z = P1.Kđ/([Po].Cα.Cu.Cl.Cz)

+Trong đó Cα là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm
Tra bảng 4.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:

= 0,86 +

0,892
+Cl là hệ số xét đến chiều dài của đai:

L/Lo = 3150/2240 = 1,4
với Lo là chiều dài của đai lấy thí nghiệm trong bảng 4.19
L là chiều dài của đai trong bộ truyền đang xét
tra bảng 4.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta => Cl = 1,07
+Kđ là hệ số tải trọng động
Tra bảng 4.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 => Kđ = 1,25

8=


9

+Cu hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền :
Tra bảng 4.17 SGKTTTKHDĐCK tập 1 => Cu = 1,14 ứng với U = 5,65
-trị số của [Po] được tra trong bảng 4.19 SGKTTTKHDĐCK tập 1 =>[Po] =
2,13
ứng với V = 5,34(m/s) và D1 = 140(mm) => P1/Po = 8,3/2,13 = 3,89
+Cz là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng trong
các dây đai.
Tra bảng 4.18 SGKTTTKHDĐCK tập 1 => Cz = 0,9
Ta thay các giá trị vừa tìm được vào công thức trên ta có:
Z = 8,3.1,25/(2,13.0,892.1,07.1,14.0,9) = 4,9(dây)
Ta lấy tròn với Z = 5(dây).

.5 xác định chiều rộng bánh đai.
Chiều rộng bánh đai được xác định theo công thức
B = (Z – 1).t + 2e
Tra bảng 4.21 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:
-t = 19(mm)
-e = 12,5(mm)

-ho = 4,2(mm)
Thay số vào vậy B = (5-1).19 + 2.12,5 = 101(mm)
Đường kính ngoài của các bánh đai được xác định theo công thức
Da = D + 2ho
Vậy đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là:
D = 140 + 2.4,2 = 148,4(mm)
Đưòng kính của bánh đai lớn là:
D = 800 + 2.4,2 = 808,4(mm)
.6 xác dịnh lực trong bộ truyền
-xác định lực trong bộ truyền theo công thức sau:
+lực vòng Fv = qm.V2


10

Trong đó:qm là khối lượng 1m chiều dài của dây đai tra bảng 4.22
SGKTTTKHDĐCK tập1 có qm = 0,178
Thay vào ta có: Fv = 0,178.(5,34)2 = 5,07(N)
-xác định lực căng ban đầu.
Áp dụng công thức xác định lực căng trên đai:

+ Fv thay số ta có:

Fo =

Fo =

= 344,85(N)

Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức

Fr = 2Fo.Z.Sin(

).

thay số vào ta có: Fr = 2.5.344,85.Sin(

) = 3099,5(N)


11

Bảng thống kê
Thông số
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
Số đai
Lực tác dụng lên trục
Góc ôm đai

Kí hiệu
D1 (mm)
D2 (mm)
B (mm)
L (mm)
Z
Fr (N)

Khoảng cách trục.

a

PHẦN

(mm)

Đai thang
140
800
101
3150
5
3099,5
128o3`
766

. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

(bộ truyền bánh răng côn răng thẳng)
.1 chọn vật liệu chế tạo.
Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất không lớn lắm
(Pđm = 11kw) ta lên sử dụng vật liệu loại nhóm I là loại vật liệu có độ rắn
HB 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện, nhờ có độ rắn thấp
Nên có thể cắt răng một cách chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thời bộ truyền
có khả năng chạy mòn ,hơn nữa để tăng khả năng chạy mòn của răng,


12

Ta nên nhệt luyện bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 – 15
đơn vị tức H1 H2 + (10….15)HB.
Ta tra bảng 6.1 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chọn
Vật liêụ chế tạo bánh răng nhỏ là:
+thép C45 tôi cải thiện;
+độ rắn:HB = (241….285);
+giới hạn bền:
+giới hạn chảy:

= 850MPa;

= 580MPa;

Chọn độ rắn của bánh nhỏ là: HB1 = 250.
Vật liệu ché tạo bánh răng lớn là:
+thép C45 tôi cải thiện;
+độ rắn HB = (192….240);
+giới hạn bền

+giới hạn chảy

= 750MPa;
= 450MPa;

Chọn độ rắn của bánh lớn:HB2 = 240
.2 xác định ứng suất cho phép
-ứng suất tiếp xúc cho phép [
định theo công thức sau:

và ứng suất uốn cho phép

+[

]=

.ZR.ZV.KXH.KHL

+[

]=

.YR.YS.KXF.KFC.KFL

Trong đó:
ZR – hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám của mặt răng làm việc;

đựoc xác


13

ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
KXH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng;
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
YS – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
KXF – hệ số xét đến kích thước răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ ta lấy: ZR.ZV.KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1
Do đó các công thức trên lần lượt trở thành:

]=

KHL

=
Trong đó :

(1-a)

KFL.KF
;

(2-a)

. lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất

uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở,tra bảng 6.12SGKTTTKHĐCK tập 1 với thép
C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180….350)
Ta có: σoHlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1;
σoFlim = 1,8HB ; SF = 1,75;
với SH,SF là hệ số an toàn khi tính về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn;
Thay các kết qua trên vào công thức ta có:
σoHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570MPa;
σoHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550MPa;
σoFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450Mpa;
σoFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432Mpa;
KFC – là hệ số ảnh hưởng đến đặt tải KFC = 1 (khi đặt tải một phía và bộ truyền
quay một chiều);
KHL,KFL – là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền và được xác định theo công thức:

14

KHL =

(1-1)

KFL =

(1-2)

Trong đó:mH,mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và độ bền
uốn;
mH = mF = 6 khi độ rắn của mặt răng HB 350;
NHO – là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúc
Với: NHO = 30

(1-3)

Do đó:
+NHO1 = 30.2502,4 = 17067789
+NHO2 = 30.2402,4 = 15474913
NFO - là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn:NFO = 4.106 đối
với tất cả các loại thép.
NHE,NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải trọng thay
đổi nhiều bậc.
Với +NHE = 60.C.∑(Mi/Mmax)3.ni.ti (1-1a)
+NFE = 60.C.∑(Mi/Mmax .ni.ti (1-2a)
Trong đó: C - là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
ni – là số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Mi – mô men xoắn ở chế độ thứ I;
Mmax – mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
ti – là tổng số giờ làm việc của bánh răng;
ta có:với bánh răng nhỏ(bánh răng số 1);
C = 1 ; nI = 129,2(v/p);
Với bánh răng lớn(bánh răng số 2);
C = 1 ; nII = 21,5(v/p);
Thay số vào ta có: +NHE1 = 60.1.129,2.17000.[(1)3.0,35 + (0,72)3.0,45] =
68259051


15

+NHE2 = 60.1.21,5.17000.[(1)3.0,35 + (0,72)3.0,45] =
11358897
+NFE1 = 60.1.129,2.17000.[(1)6.0,35 + (0,72)6.0,45] =
54386114
+NFE2 = 60.1.21,5.17000.[(1)6.0,35 + (0,72)6.0,45] = 9050320
Xét do NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1 ; NHE2 < NFO2 nên:

KHL2 =

= 1,05

Tương tự ta có:NFE1 > NFO , NFE2 > NFO => KFL1 = 1 , KFL2 = 1;
Ta thay các giá trị trên vào các công thức (1-a) và (2-a)
Ta có: [σH]1 =

= 518Mpa;

[σH]2 =

= 525Mpa;

[σF]1 =

= 257,143Mpa;

[σF]2 =

= 246,857Mpa;

Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng,thì ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị
nhỏ hơn trong hai giá trị tính toán [σH]1 và [σH]2.
Vậy ta chọn [σH] = 518MPa.
+ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công
thức các công thức sau:
[σH]max = 2,8σch


16

[σF]max = 0,8σch
Vậy => [σH1]max = 2,8.580 = 1624MPa;
[σH2]max = 2,8.450 = 1260MPa;
[σF1]max = 0,8.580 = 464MPa;
[σF2]max = 0,8.450 = 360MPa;
.3.Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

a.xác định chiều dài côn ngoài của bánh răng

chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc.công
thức thiết kế có dạng:
R e = K R.

.

Trong đó KR = 0,5Kd hệ số phụ thuộc vào vật liệu chế tạo răng và loại răng.với bộ
truyền bánh răng côn răng thẳng bằng thép,Kd = 100MPa1/3.
 KR = 0,5.100 = 50MPa1/3.
T1 - là mô men xoắn trên bánh răng chủ động,T1 = 576547(N/mm).
[σH] - là ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = 518MPa;

– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng bánh
răng côn.

- hệ số chiều rộng vành răng : Kbe = b/Re = 0,25…..0,3.
Do Ubr = 6 > 3 nên ta chon Kbe = 0,25
Với T1 = 576547(N/mm)
Theo bảng 6.1SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có

=

= 0,85

Theo sơ đồ І thì trục bánh răng được lắp trên ổ bi,HB
Ta chọn

= 1,8

350.

17

Thay số vào ta có: Re = 50

.

=

456(mm)
b. xác định các thông số ăn khớp
tính số răng bánh nhỏ:
*đường kính vòng chia ngoài của bánh răng chủ động được xác định theo độ bền
tiếp xúc.
+ de1 = Kd.

Hay de1 =

.

=> de1 =

= 149,9(mm)

Theo bảng 6.22 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:
Z1P = 18 với HB 350 : ta tính số răng của bánh răng nhỏ theo công thức:
Z1 = 1,6.Z1P = 1,6.18 = 28,8 chọn 29(răng)
*đường kính trung bình và mô đun trung bình của bánh răng được xác định theo
công thức sau:

+dm1 = (1 - 0,5Kbe).de1 (1)

+mtm =

+mtm =

(2) => dm1 = (1 – 0,5.0,25).149,9 = 131,16(mm)

= 4,52(mm)

*xác định mô đun của bánh răng:
Với bánh răng côn răng thẳng được xác định theo công thức :


18

+mte =

=> mte =

= 5,16

Theo bảng 6.8SGKTTTKHDĐCK1 tập 1 ta chọn mte = 5(mm)
Từ mô đun mte tiêu chuẩn, ta tính lại dm1 và mtm:

+mtm = mte(1 - 0,5Kbe) = 5(1 - 0,5.0,25) = 4,375(mm)
+dm1 = mtm.Z1 = 4,375.29 = 126,73(mm)
*Xác định số răng của bánh răng lớn Z2.
Ta có: Z2 = U.Z1 = 6.29 = 174(răng)
Tỉ số truyền thực thế: Um =

=

=6

*tính góc côn chia:
Góc côn chia của 2 bánh răng được xác định theo công thức:

= arctg



= arctg

= 9o27`

= 90o – 9o 27’ = 80o33’

Vậy chiều dài côn ngoài thực:

Re = 0,5mte.

= 0,5.5

= 441(mm)

C. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng phải thoả mãn điều kiện:

σH = ZM.ZH.ZԐ.

trong đó:


19

+ZM – là hệ số xét đến sự ảnh hưởng cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn
khớp.theo bảng 6.5 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:ZM = 274MPa1/3
+ZH hệ số kể đến ảnh hưởng hình dạng của bề mặt tiếp xúc theo bảng
6.12SGKTTTKHDĐCK tập 1
do bộ truyền bánh răng côn thường dùng dịch chỉnh đều (X = X1 + X2 =0)
Hoặc khong dịch chỉnh(X1 = 0,X2 = 0) và βm = β; tra bảng ta chọn ZH = 1,76;
+ZԐ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với bánh răng côn răng thẳng do β = 0 nên => hệ số trùng khớp dọc Ԑb = 0, theo
đó:
ZԐ =
trong đó:+ Ԑα là hệ số trùng khớp ngang
ta có thể tính Ԑα theo bảng 6.11 với công thức
Ԑα = [Z1tgαa1

Z2tgαa2

(Z2

Z1)tgαtw/(2

[

]

Hoặc theo công thức: Ԑα = 1,88 – 3,2

[

]

Thay số vào ta có:Ԑα = 1,88 – 3,2

(với β = 0);

 Ԑα = 1,751

Thay số vào công thức ZԐ =

= 0,86

+KH là hệ số tải trọng khi tiếp xúc;
KH = KHβ.KHα.KHv
Trong đó:
+KHβ là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng theo bảng 6.21 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có KHβ = 1,34 như đã chọn
+KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp.với bánh răng côn răng thẳng KHα = 1.
+KHv là hệ số kể đến sự xuất hiện của tải trọng động trong vùng ăn khớp, tính theo
công thức sau:


20

KHv = 1 +

-với VH = δH.go.V.

(1-1)

(1-2)

Trong đó:+ δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
+go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lêhj bước răng
+dm1 – đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ dm1 = 126,73(mm)
+V – là vận tốc vòng của bánh răng côn nhỏ và được tính theo CT:

V=

thay số vào ta có: V =

=

0,85(m/s)
+tra bảng 6.13 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn cấp chính xác bằng 9;
+theo bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 do đây là bộ truyền bánh răng côn răng
thẳng nên ta chọn δH = 0,006;
+theo bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn go = 82;
Thay số vào công thức (1-2) ta có:
VH = 0,006.82.0,85.

= 5,08(m/s)

+T1 là mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động với T1 = 576547(N.mm)
+b là chiều rộng vành răng, b = Kbe.Re = 0,25.441 = 110,25(mm)
 Chọn b = 110(mm)

Vậy ta thay các giá trị vừa xác định được vào công thức (1-1) ta có:

KHv = 1 +

= 1,045

Ta đem thay các giá trị trên vào công thức: KH = KHα.KHβKHv
 KH = 1,34.1.1,045 = 1,4


21

Theo như các số liệu ở trên đã xác định thì trị số của ứng suất tiếp xúc cho phép
[σH] = 518MPa;
Ta đi thay các giá trị vừa tính được vào công thức

+σH = ZM.ZH.ZԐ.

= 274.1,76.0,86.

=

432,96MPa;
Ta đi tính lại một cách chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức:
[σH] = [σH].ZV.ZR.KXH ta chọn [σH] = [σH1] = 518MPa;
+ZV là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của vận tốc vòng do V = 0,85(m/s) < 5 nên
 ZV = 1
+ZR là hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng làm việc với Ra = (1,25….0,63)
có ZR = 1;
+KXH là hệ số kể đến ảnh hưởng kích bánh răng với kích thước vòng đỉnh răng da <

700(mm) ta có KXH = 1.
Vậy => σH = 518.1.1.1 = 518MPa mà σH = 432,96Mpa < [σH] = 518MPa
Vậy bộ truyền thoả mãn yêu cầu về độ bền mỏi khi tiếp xúc
d. kiểm nghiệm về độ bền uốn
2 điều kiện đưa ra với bộ truyền bánh răng côn đó là:m

+σF1 =

+σF2 =

[σF1]

[σF2]

(1)

(2)

-trong đó +T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động. T1 = 576547(N.mm)
+mmn là mô đun pháp trung bình với bánh răng côn răng thẳng thì mnm =
mtm = 4,375(mm)
+b chiều rộng vành răng, b = 110(mm)
+dm1 đường kính trung bình của bánh răng chủ động,dm1 = 126,73(mm)
+Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của răng.với bánh răng côn răng thẳng,β = 0,Yβ = 1.
+YF1, YF2 là hệ số rạng răng của bánh răng 1 và 2 được tính theo công thức sau:


22

-ZVn1 =

-ZVn2 =
Ta thay số vào 2 công thức trên ta có:
ZVn1 =

= 29,38

ZVn2 =

= 1035,87

Tra bảng 6.18 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn bánh răng không dịch chỉnh ta có
YF1 = 3,8 và YF2 = 3,6;

+ YԐ =

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với Ԑα là hệ số trùng khớp ngang

Ta có:Ԑα = 1,751



YԐ =

= 0,751

+KF hệ số tải trọng khi tính về uốn;
Với KF = KFβ.KFα.KFv
Trong đó:+KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng tra
bảng 6.21 SGKTTTKHDĐCK tập 1 có KFβ = 1,7.
+KFα là hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọngcho

các đôi răng đồng thời ăn khớp,với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng KFα = 1.
+KFv hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,tính theo
công thức
KFv = 1 +


23

Với VF = δF.go.V.
trong đó:
+δF hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp tr bảng 6.15
SGKTTTKHDDĐCK tập 1 chọn δF = 0,016.
+go hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng tra bảng 6.16
SGKTTTKHDĐCK tập 1 với cấp chính xác bằng 9 ứng với mô đun bánh răng =
5(mm) ta chọn go = 92.
+V là vận tốc vòng như đã tính về độ bền tiếp xúc V = 0,85(m/s)
+dm1 đường kính của bánh răng côn nhỏ,dm1 = 126,73(mm)
+U là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn,U=6.
+b là chiều rộng vành răng, b = 110(mm)
+T1 là mô men xoắn trên trục của bánh chủ động,T1 = 576547(N.mm)

Vậy => VF = 0,016.92.0,85.

= 15,21

Thay các kết quả đã tính được vào công thức ta suay ra:

KFv = 1 +

= 1,1

mà KF = KFβ.KFα.KFv vậy thay số ta có: KF = 1,7.1.1,1 = 1,87
kết hợp tất cả các kết quả trên thay vào công thức (1)và(2) ta có :

σF1 =
σF2 =

= 78,97 MPa
= 74,8 MPa

so sánh với các giá trị đã tính được ở trên ta có:
[σF1] = 257,43 MPa.
với σF1 = 78,97 MPa.
[σF2] = 246,857 MPa.

Với

σF2 = 74,8 MPa.


24

+σF1 = 78,97 MPa < [σF1] = 257,43 MPa.

Ta thấy rằng

+σF2 = 74,8 MPa < [σF2] = 246,857 MPa.
như vậy điều kiện mỏi về uốn được đảm bảo
e. kiểm nghiệm răng về quá tải
lý do khiến chúng ta phải đi kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải đó là khi( mở

máy hoặc hãm máy ) tải trọng thay đổi đột ngột khiến ứng suất sinh ra , tại bề mặt
răng quá lớn có thể gây ra một số hư hỏng như gãy răng.
Ta đi kiểm nghiệm răng theo công thức :

Kqt =

=

= 1,68.

Trong đó +T là mô men xoắn danh nghĩa
+Tmax là mô men quá tải
Để tránh biến dạng dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, thì ứng suất tiếp xúc cực đại
không được vượt quá một giá trị cho phép
+ σHmax

= σH.

+ σFmax

= σF.Kqt

[σH]max
[σF]max

+Với σH như đã tính khi thử về độ bền tiếp xúc,và σHmax đã được tính ở phần
trên.
+với σF đã được xác định khi kiểm nghiệm về độ bền uốn, và σFmax đã được tính
ở trên.
Với σH =432,96 MPa;

+[σH1]max = 1624 MPa, [σH2]max = 1260 MPa.
+[σF1]max = 464 MPa,
[σF2]max = 350 MPa.
+σF1 = 78,97 MPa, σF2 = 74,8 MPa.
Thay các giá trị trên vào công thức ta có:
+σHmax = 432,96.
= 561,18 MPa.
+σF1max = 78,97.1.68 = 132,6 MPa.
+σF2max = 74,8.1,68 = 125,6 MPa.
So sánh giữa các giá trị ta thấy
+σHmax = 561,18 MPa < [σH1]max = 1624 MPa.


25

+σHmax = 561,18 MPa < [σH2]max = 1260 MPa.
+σF1max = 132,6 MPa < [σF1max] = 464 MPa.
+σF2max = 125,6 MPa < [σF2max] = 360 MPa.
Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.
f. các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng côn.
+chiều dài côn ngoài:
Re = 441(mm)
+mô đun vòng ngoài:
mte = 5(mm)
+chiều rộng vành răng: b = 110(mm)
+tỉ số truyền:
U=6
+góc nghiêng răng:
β = 0o
+số răng của bánh răng: Z1 = 29(răng), Z2 = 174(răng)

+hệ số dịch chỉnh X1 = X2 = 0.
Theo các công thức trong bảng 6.19 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta tính được
-đường kính chia ngoài:
+de1 = mte.Z1 =29.5 = 145(mm)
+de2 = mte.Z2 = 5.174 = 870(mm)
-góc côn chia :
+δ1 = 9o27`
+δ2 = 80o73`
-chiều cao răng ngoài:
+2hte.mte + c với: the = cosβ = cos0o = 1 , c = 0,2.mte = 0,2.5 = 1
Vậy => he = 2.1.5 + 1 = 11(mm)
-đường kính trung bình của các bánh răng:
+dm1 = 126,73(mm)
+dm2 =

.de2 =

.870 = 761,49(mm)

-chiều cao đàu răng ngoài:
+hae1 = (hte + Xn1.cosβm).mte.
+hae2 = 2hte.mte – hae1.
Với Xn1 là hệ số dịch chỉnh cho bánh răng côn nhỏ theo bảng
6.20SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn Xn1 = X1 = 0,35
Vậy => +hae1 = (1 + 0,35.1).5 = 6,75(mm)
+hae2 = 2.1.5 – 6,75 = 3,25(mm)
-chiều cao chân răng ngoài:
+hfe1 = he – hae1 = 11 – 6,75 = 4,25(mm)
+hfe2 = he – hae2 = 11 – 3,25 = 7,75(mm)