bộ truyền đai dẹt hgt bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp

Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Đề bài

1
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

CHƯƠNG 1.TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
1.1 Chọn động cơ
1.1.1 Tính toán công suất làm việc
1. Công suất làm việc trên trục tang tải (trục công tác)
Theo CT 2.11 [I], ta có:

Plv =

F .V 3000.1,5
=
= 4,5(kW )
1000
1000

Trong đó:
F= 3000 N : Lực kéo băng tải
V= 1,5 m/s : Vận tốc băng tải

2. Công suất tương đương (CT 2.14 [I])

Ptđ = Plv .β
Động cơ làm việc với tải trọng thay đổi:

Với

Thay số

  P 2 t 
 Σ i  i 
  P1  tck 



β=

β=

⇒

 25
2 3
1 + 0.8 ÷
8
 8

=

Pmm=1,4P;

P1=P;

P2=0,8P;

tck=8h ;

t1=5h;

t2=3h;

  P 2 t  P 2 t
 1 ÷ 1 +  2 ÷ 2
  P1  tck  P1  tck



÷
÷


= 0,93

Ptđ = Plv .β = 4,5.0,93 = 4,19

(kW)

2
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

3.Công suất cần thiết
Công suất cần thiết trên trục động cơ là :

Pct =

ηht

Ptđ
η ht

(CT 2.8 - [I])

:Hiệu suất truyền động của hệ thống

Vì bộ truyền có 1 bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , 1 bộ truyền đai, 2 cặp ổ
lăn,1 cặp ổ trượt và 1 khớp nối.
Theo bảng 2.3 - [I]:
Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ kín

: �br = 0,97

Hiệu suất của bộ truyền đai

: �đ =0,95

Hiệu suất truyền của ổ lăn

: �ol = 0,99

Hiệu suất truyền của ổ trượt

: �ot = 0,99

Hiệu suất truyền của khớp nối

: �kn = 1

Hiệu suất hệ thống :

CT 2.9 - [I]

�ht = �đ . �br .�ol2. �kn. �ot = 0,95.0,97.0,992.1.0,99= 0,89

Pct =
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là :

Ptđ 4,19
=

= 4,71
η ht 0,89

(kW)

1.1.2 Tính toán sơ bộ số vòng quay

3
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Theo CT 2.16 - [I], ta có số vòng quay trên trục công tác:
nlv =

60000.V 60000.1,5
=
= 95,5
π .D
π .300

Trong đó:

(v/ph )

- V: Vận tốc băng tải

(m/s)

- D: Đường kính băng tải (mm)
Tỷ số truyền của hệ dẫn động (sơ bộ) (CT 2.15 [I]) :
usb = uđ.ubr
Tra bảng 2.4 - [1], ta chọn
- uđ = 3

: Truyền động đai dẹt thường

- ubr = 3

: Truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 1 cấp

⇒ usb = 3.3 = 9
Theo CT 2.18 - [I].ta có:
nsb = nlv.usb = 95,5.9 = 859,5

(Vòng/phút)

1.1.3 Chọn động cơ
+ Động cơ được chọn phải thỏa mãn (CT 2.19 - [I]):
Tmm
T

+ Mômen mở máy phải thỏa mãn điều kiện ( CT 2.6 - [I]):

≤

Tk
Tdn

Tra bảng P 1.3 - [I]:Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A ta được kết quả:
Bảng 1-1 thông số động cơ

4
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Kiểu động cơ

Công suất
(kW)

Vận tốc quay
(v/p)

Cos φ

η%

Đường
kính
trục

4A132S6Y3

5,5

960

0,80

85

38

2,0

2,2

Kết luận: Động cơ thỏa mãn các thông số cần thiết.
1.2 Phân phối tỷ số truyền
Theo CT 3.23 - [I], ta có:

Trong đó:
nđc = 960
nlv = 95,5

-

: số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph)
: số vòng quay của trục tang tải (v/ph)

Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền:
Ta có :

Tra bảng 2.4 - [I], chọn : ubr = 4

1.3 Tính các thông số động học của hệ thống
1.3.1 Công suất trên các trục
Công suất trên trục II:
(kW)
Công suất trên trục I:
(kW)

5
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Công suất trên trục động cơ:
(kW)

6
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

1.3.2 Số vòng quay trên các trục
Trục động cơ

:

nđc = 960

Trục I

:

(v/ph)

Trục II

:

(v/ph)

Trục làm việc

:

(Vòng/phút)

(v/ph)

1.3.3 Momen xoắn trên các trục

Trục động cơ :
(N.mm)
Trục I:
(N.mm)
Trục II:
(N.mm)
Trục công tác:
(N.mm)

7
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Bảng 1-2: Thông số các trục làm việc của cơ cấu
Trục
Trục động cơ

Trục I

Trục II

Trục công tác

Thông số
Tỷ số truyền

uđ = 2,5

ubr = 4

Công suất P
(kW)

5,04

4,74

4,55

4,5

Số vòng quay
(vòng/phút)

960

382,47

95,62

95,62

Momen xoắn
(N.mm)

50137,5

118354,38

454428,99

449435,26

8
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

CHƯƠNG 2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai
2.1.1 Lựa chọn loại đai
Chọn đai dẹt loại đai vải cao su vì đai vải cao su có các đặc tính: bền, dẻo, ít
bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ và độ ẩm, được sử dụng rộng rãi.
2.1.2 Xác định các thông số của bộ truyền
1. Xác định đường kính bánh đai

 Đường kính bánh đai nhỏ d1 được tính theo CT 4.1 – [I]

Với Tđc = 50137,5 (N.mm), suy ra:

 Dựa vào bảng 4.21 – [I] và bảng 4.6 – [I] : chọn d1 theo dãy đường kính
tiêu chuẩn và thỏa mãn d1 ≥ dmin
Chọn:
- Loại có lớp lót Ƃ-800, Ƃ-820
- dmin = 180 (mm) => Chọn d1 = 224 (mm)
 Đường kính bánh đai bị động xác định bởi CT 4.2 – [I] :
Hệ số trượt: ξ = 0,01÷0,02
Suy ra: d2 = 224.2,5.(1-0,02)= 548,8
Theo bảng dãy đường kính tiêu chuẩn bảng 4.21 – [I]:
Chọn d2 = 560 (mm)
 Tỉ số truyền thực tế:

 Sai số tỉ số truyền:
(%)
Tỉ số truyền thỏa mãn
2. Xác định chiều dài đai

9
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

 Xác định khoảng cách trục sơ bộ CT 4.3 – [I]:
Lấy:
Suy ra, chọn a = 1200 (mm)
 Chiều dài đai tính theo CT 4.4 – [I] :
Chọn chiều dài đai thỏa mãn:
Trong đó:

- v: vận tốc đai
- imax = 3÷5, chọn imax = 3

Vận tốc đai: (mm/s)
 l ≥ 3753,33 (mm)
Chọn l = 3800 (mm)

10
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành

Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

3. Xác định khoảng cách trục

 Theo CT 4.6 - [I] :
Trong đó:


(mm)

4. Góc ôm trên bánh đai dẫn

 Theo CT 4.7 – [I]:
 α1 = 167,96o thỏa mãn: α1 ≥ 150o
2.1.3 Xác định tiết diện đai
Diện tích đai tính theo CT 4.8 – [I] :

Trong đó:
- b và δ là chiều rộng và chiều dày đai (mm)
- Ft là lực vòng (N) tính theo CT 4.9 – [I]:
(N)
- Kđ là hệ số tải trọng động tra trong bảng 4.7 – [I]: làm việc 2 ca
với va đập mạnh: chọn Kđ = 1,6
- [σF] ứng suất có ích cho phép (MPa), tính theo CT 4.10 – [I]:

Chọn δ = 4,5 mm, thỏa mãn δ/d1 ≤ (δ/d1)Max = 1/40

(Bảng 4.8 – [I])

Tính ứng suất có ích cho phép theo CT 4.11 – [I] :

11
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Tra bảng 4.9 – [I], với σ0 = 2,0 MPa ta được: k1 = 2,7;k2 = 11,0



(MPa)

Tra bảng 4.10 đến 4.12 ta được:
Cα = 0,97
Cv = 1 - kv.(0,01.v2 - 1) = 1 – 0,04.(0,01.11,262 – 1) = 0,99
C0 = 1

Chiều rộng dai: (mm)
Chọn b = 71 mm
2.1.4 Lực tác dụng lên trục

 Lực căng ban đầu trên 1 dây đai, tính theo CT 4.12 – [I]:
(N)
 Lực tác dụng lên trục, tính theo CT 4.13 – [I]:
(N)

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN NGOÀI: ĐAI DẸT

12
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Đường Đường Chiều Chiều Chiều
kính
kính dài đai rộng
dày
bánh
bánh l (mm) đai b đai δ
đai
đai bị
(mm) (mm)
chủ
động

động
d2
d1
(mm)
(mm)
Giá
trị

224

560

3800

71

4,5

Khoảng
cách
trục a
(mm)

Góc
ôm α
( o)

Lực
căng
ban

đầu
F0
(N)

Lực tác
dụng
lên trục
Fr (N)

1273,16

167,96

639

1270,95

13
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
2.2.1 Chọn vật liệu

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp chịu công suất trung bình,
nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được
thường hóa hoặc tôi cải thiện.
Theo bảng 6.1 – [I], chọn vật liệu thỏa mãn
Nhãn
hiệu
thép
Bánh răng
chủ động
Bánh răng
bị động

C45
C45

Kích thước
Nhiệt luyện
S mm ,
không lớn
hơn
Tôi cải
thiện
Tôi cải
thiện

Độ rắn
HB

60

250

Giới hạn
bền σb
MPa
850

100

230

750

Giới hạn
chảy σch
MPa

450

580

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép

 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được xác
định theo CT 6.1 và CT 6.2 – [I] :

Trong đó:
ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Zv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh 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 bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

14
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1
Theo CT 6.1a – [I] và CT 6.1b – [I], ta có:
(*)
(**)
Tra bảng 6.2 – [I]:

° SH :
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1
° SF :
Hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75
° KFC:
Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
KFC = 0,75 khi đặt tải hai phía (bộ truyền quay hai chiều)
° và lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho

phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6.2 – [I]:

Suy ra :
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:

° KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo CT 6.3 – [I] và CT
6.4 – [I]:

Trong đó:

• mH và mF là bậc của đường cong mỏi khi thử tiếp xúc và uốn
mH = mF = 6 (khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350)
• NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, theo
CT 6.5 – [I]:
15
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Suy ra:



• NFO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về 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, tính theo CT 6.7 và 6.8 – [I]:

Trong đó:

-

c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng
ni: Số vòng quay của bánh răng trong vòng 1 phút
Ti: Momen xoắn ở chế độ thứ i
Tmax: Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét
ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i




16
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy








Do NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 nên ta lấy NHEi = NHOi để tính với i = {1,2}, suy ra:
KHL = 1
Do NFE1 > NFO1 , NHF2 > NFO2 nên ta lấy NHFi = NFOi để tính với i = {1,2}, suy ra:
KFL = 1
Vậy thay vào (*) và (**) ta tính được:

 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
 Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép phải
nhỏ hơn giá trị của ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng lớn:

 Ứng suất tiếp xúc khi quá tải tính theo CT 6.13 – [I]:
17
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

 Ứng suất uốn khi quá tải tính theo CT 6.14 – [I]:

2.2.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

 Khoảng cách trục sơ bộ, tính theo CT 6.15a – [I]:
• Ka = 49,5 – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng, tra bảng 6.5 – [I]
• T1 : Momen xoắn trên trục bánh răng chủ động (bánh nhỏ)
T1 =118354,38 N.mm
• [σH]: tính ở phần trên [σH]= 481,81 MPa
• u: tỉ số truyền của cặp bánh răng ubr = 4
• ѱba = bw /aw tra bảng 6.6 – [I]: ѱba = 0,3..0,5 chọn ѱba = 0,4
• KHβ chọn dựa vào bảng 6.7 – [I] và
hệ số ѱbd = 0,53.ѱba.(u+1)= 1,06 (CT 6.16 – [I])
Suy ra: KHβ = 1,05
Thay vào ta được:





(mm)
Chọn (mm)

2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp
1. Xác đinh môđun

 Theo CT 6.17 – [I], ta có:


 Chọn m theo dãy tiêu chuẩn bảng 6.8 – [I]: chọn m = 2,5
2. Xác định số

18
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

 Số răng bánh chủ động: Theo CT 6.19 – [I]:



 Số răng bánh bị động:
răng

 Số răng tổng:
 Tính lại khoảng cách trục:
(mm)
2.2.5 Xác định các thông số của bánh răng

 Đường kính vòng chia:



 Đường kính vòng lăn:


 Đường kính đỉnh răng: z1 > 21 nên đối với bánh răng trụ răng thẳng hệ số
dịch chỉnh x1=x2=0


Trong đó là hệ số giảm đỉnh răng
 Đường kính đáy răng:


 Góc profin gốc: α = 20o (Theo TCVN 1065 – 71)
 Góc profin răng: αt = α = 20o (vì là bánh răng trụ răng thẳng)
 Góc ăn khớp: αtw = αt = 20o
 Chiều rộng vành răng:
 bw = (52,5÷87,5)
 Chọn bw = 80
 Hệ số trùng khớp dọc: CT 6.37 – [I]
19
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

 Hệ số trùng khớp ngang: CT 6.38b – [I]
2.2.6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi tiếp xúc

 Theo CT 6.33 – [I]:

• ZM – Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu, tra bảng 6.5 – [I] Z M = 274
• ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc CT 6.34 – [I]:
Trong đó
• Zε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng CT 6.36a – [I]

• KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc CT 6.39 – [I]:
- KHβ = 1,05 (tra bảng 6.7 – [I])
- KHα = 1
(bánh răng thẳng)
- KHv tra bảng P2.3 – [I]
Vận tốc bánh răng:
Tra bảng 6.13 – [I]: cấp chính xác bằng 9, tra bảng
P2.3 – [I], ta được:
KHv = 1,07
 KH = 1,05.1.1,07=1,12

⇒ MPa
 Tính [σH]*
• tính phần trên
• ZR với cấp chính xác 9 thì Ra = 0,32 => ZR = 1
• Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.1,40,1 = 0,88
• ZxH = 1 do da < 700 mm

20
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

 Tính toán
 Kết luận:
Ta thấy và do đó bánh răng thẳng ta tính toán thỏa mãn được điều kiện
bền tiếp xúc.
2.2.7 Kiểm nghiệm độ bền uốn

 Điều kiện bền uốn cho răng:

Trong đó:

•
•
•
•
•
•
•

T1 = 118354,38 N.mm
m = 2,5
bw = 80 mm

dw1 = 70 mm
Yε = 1/εα = 1/1,74 = 0,57
Yβ = 1
YF1, YF2
zv1 = z1/cos3β = 28
zv2 = z2/cos3β = 112
Tra bảng 6.18 – [I]:
 YF1 = 3,80
YF2 = 3,60
• KF
Theo CT 6.5 – [I]:

- Momen xoắn trên bánh chủ động
- Modun Pháp
- Chiều rộng vành răng
- Đường kính vòng lăn bánh răng chủ động
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
- Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2

- Hệ số tải trọng khi tính về uốn

KFβ = 1,1 ( tra bảng 6.7 – [I])
KFα = 1 (bánh răng thẳng)
KFv tính theo CT 6.46 – [I]:
Với :
Các thông số δF , go tra bảng 6.15 và 6.15 – [I]: δF = 0,011 ; go = 73


21

GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy



 Thay các thông số ta tính được:

 Tính và
Trong đó:
 YR = 1 :
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chân răng
 Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,02
Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
 KxF = 1
Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng tới độ bền
uốn (do da < 400 mm nên KxF = 1)


 So sánh

 Kết luận: Bánh răng đủ điều kiện về độ bền uốn

22

GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

2.2.8 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

 Điều kiện bền quá tải (CT 6.48 và 6.49 – [I]):
Trong đó: Kqt là hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,4
 Tính toán điều kiện quá tải tiếp xúc
Suy ra: bánh răng thỏa mãn điều kiện bền quá tải tiếp xúc
 Tính toán điều kiện quá tải uốn
Suy ra: bánh răng thỏa mãn điều kiện bền quá tải uốn
 Kết luận: Bánh răng thỏa mãn điều kiện bền về quá tải
2.2.9 Xác định lực ăn khớp và phân tích lực ăn khớp

 Theo CT 10.1 – [I]:
(Vì là bánh răng trụ răng thẳng)

 Phân tích lực ăn khớp
 Lực vòng (Ft):
 Điểm đặt: tại tâm ăn khớp, lấy gần đúng là trung điểm của
chiều rộng vành răng
 Phương: Tiếp tuyến với bánh răng tại điểm đặt
 Chiều: trên bánh răng chủ động ngược chiều quay, trên bánh

răng bị động ngược chiều F(t) trên bánh chủ động
 Lực hướng kính (Fr):
 Điểm đặt: tại tâm ăn khớp, lấy gần đúng là trung điểm của
chiều rộng vành răng
 Phương: Đường thẳng nằm trong mặt phẳng chứa điểm đặt
và trục quay, đường thẳng này đi qua điểm đặt và vuông góc
trục quay
 Chiều: Hướng vào trục quay của bánh răng xét
 Hình phân tích lực

23
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

24
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ Khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

 Bảng thông số bánh răng
STT

Thông số

Kí hiệu

Giá trị

1

Khoảng cách trục

aw

175 mm

2

Tỷ số truyền

3

Chiều rộng vành răng

4

Mô đun pháp

u
bw2
bw1
m

4
80
90
2,5

5

Góc nghiêng răng

β

0o

6

Hệ số dịch chỉnh

x

7

Số răng

z

8

Đường kính vòng lăn

dw

dw1 = 70 mm
dw2 =280 mm

9

Đường kính vòng chia

d

d1 =70
d2 =280

10

Đường kính đỉnh răng

da

da1 = 75 mm
da2 = 285 mm

11

Đường kính đáy răng

df

df1 = 63,75 mm
df2 = 273,75 mm

12

Góc profin gốc

13

Góc profin răng

14

Góc profin ăn khớp

mm
mm

x1 = 0
x2 = 0
z1 = 28 mm
z2 = 112 mm

mm
mm

25
GVHD: Hoàng Minh Thuận

Sinh viên: Nguyễn trung thành