Do an CTM de4 spkt

1. SỐ LIỆU ĐẦU VÀO:
1.1 Sơ đồ hệ thống và sơ đồ tải trọng:
Gồm
1.
2.
3.
4.
5.

Động cơ điện
Nối trục đàn hồi
Hộp giảm tốc 2 cấp
Bộ truyền xích
Bộ phận công tác - Xích tải

Sơ đồ dẫn động
Sơ đồ tải trọng

1.2 Số liệu đầu vào tính toán:
•

(N)
•
•
•
•

Lực vòng trên băng tải (2F)
Vận tốc xích tải (v)
Số răng đĩa xích tải (Z)
Bước xích tải (p)

Số năm làm việc (a)

:
:
:
:

:
1,3
17
80
7

5000

(m/s)
(răng)
(mm)
(năm)

Đặc điểm tải trọng:
Tải trọng va đập nhẹ và quay một chiều.
Ghi chú:
Một năm làm việc 300 ngày, một ngày làm việc 2 ca, 1 ca
8 giờ.
Sai số cho phép về tỉ số truyền Δu = (2÷3)%


2. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:
2.1 Chọn động cơ điện:

-

Tính công suất trên trục công tác:
2

T 
∑  Ti ÷ ti
∑ ti

-

12.0,7 + 0,82.0,3
1

Ta có : Pct = Plv
= Plv
= 0,944Plv
Trong đó :
Pct : công suất trên trục công tác
Plv : công suất làm việc
Ft v
1000
với Plv =
Ft =5000 (N) lực vòng trên xích tải
v =1,3 (m/s) vận tốc xích tải
5000.1,3
= 6.5
⇒
1000
Plv=

(KW)
⇒
Pct = 0,944Plv = 0,944.6,5 = 6,136 (KW)
Tính hiệu suất cả hệ thống:
Tra từ bảng 2.3 [1, trang 19] ta có:
ηbr =0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
ηx =0,92 : hiệu suất bộ truyền xích
ηol =0,99 : hiệu suất một cặp ổ lăn
ηnt=1 : hiệu suất nối trục
Hiệu suất hệ thống: η = η01.η12η23η34
Trong đó :
η01 : hiệu suất từ trục động cơ qua trục 1:
η01 = ηnt ηol = 1.0,99 = 0,99
η12 : hiệu suất từ trục 1 qua trục 2:
η12 = ηbr ηol = 0,97.0,99 = 0,96
η23 : hiệu suất từ trục 2 qua trục 3:
η23 = ηbr ηol = 0,97.0,99 = 0,96
η34 : hiệu suất từ trục 3 qua trục công tác:
η34 = ηxηol = 0,92.0,99 = 0,91


Vậy hiệu suất của hệ thống: η = 0,99.0,96.0,96.0,91 = 0,83

● Công suất trên trục động cơ:

Pctđc =

Pct
η

=

6,136
= 7,39
0,83

(KW)

● Tính số vòng quay sơ bộ:
- Số vòng quay trên trục công tác:
Theo công thức 2.17 [1, trang 21] ta có:

nlv =

60000v 60000.1,3
=
= 57,35
zt pt
17.80

(v/ph)

- Chọn sơ bộ tỷ số truyền theo công thức:
usb= uh.ux
Dựa vào bảng 2.4 [1, trang 21] ta chọn:
uh = 8 : Tỉ số tryền của truyền động bánh răng trụ
hộp giảm tốc 2 cấp
ux = 3 : Tỉ số truyền của truyền động xích
⇒

usb = 8.3 = 24

- Số vòng quay sơ bộ: nđcsb = usb.nlv = 24.57,35= 1376,4
(v/ph)
● Chọn số vòng quay đồng bộ: nđb = 1500 (v/ph)
⇒

Tra bảng 1.3 [1, trang 237],chọn động cơ 4A132M4Y3

có : - Công suất danh nghĩa: 11 (KW)
- Số vòng quay trục động cơ: 1458 (v/ph)
- Đường kính trục động cơ: 42 (mm)

-

Tk
Tdn

= 2,0


2.2 Phân phối tỉ số truyền:
Trục 1
Trục công tác (4)

Trục động cơ (0)
Trục 2
Trục 3

● Tính tỉ số truyền thực:

ut =

nđc
1458
=
= 25, 42
nlv
57,35

● Chọn trước tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc:
- Chọn ung = ux = 3
- Tỉ số truyền trong hộp giảm tốc
uhgt

ut
= u12u23 = unhuch = ung

=

25, 42
= 8, 47
3

● Tính tỉ số truyền các cấp trong hộp giảm tốc:
- Theo công thức 3.11 [1, trang 43], ta có
unh = ( 1, 2 ÷ 1,3) uch
Chọn

unh = 1, 2uch

⇒ u23 =

uch =

uhgt
1, 2

=

8, 47
= 2,66
1, 2

⇒ u12 = unh = 1, 2uch = 1, 2.2,66 = 3,19


- Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:
u pp = u xunhuch = 3.3,19.2,66 = 25, 46
Vu =

ut − u pp
ut

Vu < 4% ⇒

=

25, 42 − 25, 46
= 0,16%
25, 42

Sai lệch trong khoảng cho phép

● Số vòng quay trên các trục :
- Số vòng quay trên trục 1:
n1 =

nđc 1458
=
= 1458
u01
1

(v/ph)

- Số vòng quay trên trục 2:
n2 =

n1 1458
=
= 457,1
u12 3,19

(v/ph)

- Số vòng quay trên trục 3:
n3 =

n2 457,1
=

= 171,8
u23 2,66

(v/ph)

● Công suất trên các trục:
- Công suất trên trục 3:
P3 =

Plv
6,5
=
= 7,14
η34 0,91

(KW)

- Công suất trên trục 2:
P2 =

P3 7,14
=
= 7, 44
η23 0,96

(KW)

- Công suất trên trục 1:
P1 =

P2 7, 44
=
= 7,75
η12 0,96

(KW)


- Công suất trên trục động cơ:
Pđc =

P1 7,75
=
= 8,83
η01 0,99

(KW)

● Mômen trên các trục:
- Mômen trên trục động cơ:
Tđc =

9,55.106 Pctđc 9,55.106.7,38
=
= 48339,5
nđc
1458

(Nmm)

- Mômen trên trục 1:
T1 =

9,55.106 P1 9,55.106.7,75
=
= 50763
n1
1458
⇒ T1* =

T1 50763
=
= 25381,5
2
2

(Nmm)

(N.mm)

- Mômen trên trục 2:
T2 =

9,55.106 P2 9,55.106.7, 44
=
= 155440,8
n2
457,1

(Nmm)

- Mômen trên trục 3:
9,55.106 P3 9,55.106.7,14
T3 =
=
= 396897,6
n3
171,8

(Nmm)

- Mômen trên trục công tác:
Tlv =

9,55.106 Plv 9,55.106.6,5
=
= 1082388,8
nlv
57,35

(Nmm)

Bảng 01: Đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động
Trục
Động
I
II
III
Công tác
Thông số

cơ
Công suất (KW)
8,07
7,99
7,36
7,44
6,5
Tỉ số truyền
u01=1
u12=3,19
u23=2,66
u34=3
Tốc độ quay (v/ph)
1458
1458
457,1
171,8
57,35
Mômen xoắn
48339, 25381, 155440 396897 1082388
(Nmm)
5
5
,8
,6
,8


3. Thiết kế bộ truyền xích:
● Số liệu đầu vào:

- Các thông số làm việc của bộ truyền:
+ Công suất trên trục dẫn: P1= 7,44 (KW)
+ Số vòng quay trên trục dẫn: n1=171,8 (v/ph)
+ Tỉ số tuyền của bộ truyền xich: u x=3
+ Mômen xoắn trên trục dẫn: T=396897,6 (Nmm)
- Điều kiện làm việc của bộ truyền:
+ Tải trọng va đập nhẹ và quay một chiều
+ Trục đĩa xích điều chỉnh được
+ Số năm làm việc: 7 năm
+ Một năm làm việc 300 ngày, 1 ngày 2 ca, 1 ca 8 giờ
+ Môi trường làm việc có bụi
+ Bôi trơn nhỏ giọt
● Thiết kế bộ truyền xích:
3.1 Chọn loại xích:
Vì tải trọng nhỏ và va đập nhẹ nên chọn xích con
lăn
3.2 Chọn số răng đĩa xích:
Với tỉ số truyền ux=3
Theo công thức tính số răng đĩa nhỏ (đĩa dẫn):
z1 = 29 – 2u = 29 - 2.3 = 23
⇒

chọn z1 = 23 răng

- Số răng đĩa xích bị dẫn:
z2 = u.z1 = 3.23 = 69 (răng)
3.3 Xác định bước xích:
- Hệ số điều kiện sử dụng k :
Hệ số

Giá trị

Điều kiện làm việc của bộ truyền xích


k0

1

ka
kđc

1
1

kbt
kđ
kc
k= k0 ka

1,3
1,2
1,25
kđc kbt

Bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc <
60 độ
a = (30÷50)p
Trục đĩa xích điều chỉnh được bằng 1 trong
các đĩa xích

Bôi trơn nhỏ giọt, môi trường làm việc có bụi
Tải trọng va đập
Làm việc 2 ca
kđ kc = 1,95

- Hệ số răng: kz =

25 25
=
= 1,09
z1 23
kn =

- Hệ số vòng quay:
Chọn
⇒ kn =

n01 = 200

n01
n1

(v/ph)

200
= 1,16
171,8

- Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy xích
Chọn xích 2 dãy

⇒ kd = 1

,7

- Công suất tính toán (theo [1, trang 83] ):
Pt =

k .k z .kn .P1 1,95.1,09.1,16.7, 44
=
= 10,88
kd
1,7

(KW)

- Chọn bước xích:
Theo bảng 5.5 [1, trang 81], với

n01 = 200

(v/ph). Chọn bộ

truyền
xích có bước xích p = 25,4(mm) thỏa điều kiện độ bền
mòn:
Pt < [Pt] = 11(KW)
3.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:
- Khoảng cách trục sơ bộ:

asb = 40p = 40.25,4 = 1016 (mm)
- Số mắt xích: (Theo công thức 5.12)
2

2a
( z + z ) p  z2 − z1 
X = sb + 1 2 +

÷
p
2
asb  2π 

2

2.1016 23 + 69 25, 4  69 − 23 
=
+
+
= 127,3
25, 4
2
1016  2.3,14 ÷

Chọn X = 128 mắt xích.
- Tính lại khoảng cách trục:(Theo công thức 5.13 [1, trang
85])
2
2


z1 + z2 )

z1 + z2 ) 
1 
(
(
 z2 − z1  
a= p X −
+ X −
÷ − 2
÷
4 
2
2
 π  





2
2

1
23
+
69
23
+

69
69
−
23





= × 25, 4 128 −
+ 128 −
÷ − 2
4
2
2 
3,14 ÷








1024,5 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm:
∆a = (0,002 ÷ 0,004) a = 2,049 ÷ 4,098

(mm)

Vậy chọn a = 1021 (mm)
3.5 Kiểm nghiệm số lần va đập xích trong 1 giây:
Theo công thức 5.14 và bảng 5.9 [1, trang 85]:
i=

4v n1.z1 171,8.23
=
=
= 2,058
L 15X 15.128

< [i]=30

3.6 Kiểm tra về độ bền:
Theo công thức 5.15 [1, trang 85]:
S=

Q
kđ .Ft + F0 + Fv

=


Trong đó:
Q=113400(N): tải trọng phá hỏng (tra bảng 5.2 [1, trang
78])
kđ=1,7 : hệ số tải trọng động úng với chế độ làm việc
nặng
Ft =

1000 P1
v1

: lực vòng

v1 =
với
⇒ Ft =

p.z1.n1 25, 4.23.171,8
=
= 1,67
60000
60000

1000.7, 44
= 4455,1
1,67

(m/s)

(N)

Fv = qv12 : lực căng do lực li tâm sinh ra
với q =5(kg): khối lượng 1 mét xích (tra bảng 5.2[1,
trang 78])
⇒ Fv = 5.1,67 2 = 13,94

(N)

F0 = kfqag : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động
sinh ra
với kf = 6 : hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị
trí bộ
truyền ứng với bộ truyền nằm ngang
g= 9,81 (m/s): gia tốc trọng trường
⇒ F0 = 6.5.1,021.9,81 = 65,1

(N)

[S] = 8,2 (Theo bảng 5.10 [1, trang 86])
⇒S=

Q
113400
=
= 14,82
kđ Ft + F0 + Fv 1,7.4455,1 + 65,1 + 13,94

> [S] = 8,2

Vậy bộ truyền xích đảm bảo điều kiện bền.
3.7 Đường kính đĩa xích:
Theo công thức 5.17 [1, trang 86] và bảng 14.4b [2,
trang 20]


+ Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn:
d1 =

p
25, 4
=
= 186,63
π
3,14
sin
sin
z1
23

(mm)

+ Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn:
d2 =

p
25, 4
=
= 558,35
π
3,14
sin
sin
z2
69

(mm)

+ Đường kính vòng đỉnh răng đĩa xích dẫn:

d a1

= p.[0,5 + cotg(

π
z1

)]

= 25,4.[0,5 + cotg(

3,14
23

) = 197,59 (mm)

+ Đường kính vòng đỉnh răng đĩa xích bị dẫn:
d a2

= p.[0,5 + cotg(

π
z2

)]

= 25,4.[0,5 + cotg(

3,14
69

) = 570,47 (mm)

+ Tra bảng 5.2 [1, trang 78] với p = 25,4(mm) ta
chọn đường kính con lăn xích dcl=15,88 (mm)
+ Bán kính đáy:
r = 0,5025dcl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 =
8,03 (mm)
+ Đường kính vòng đáy răng đĩa xích dẫn:
d f1 = d1 − 2r = 186,63 − 2.8,03 = 170,57

(mm)

+ Đường kính vòng đáy răng đĩa xích dẫn:
d f2 = d 2 − 2r = 558,35 − 2.8,03 = 542, 29

(mm)


3.8 Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 5.18 [1, trang 87]:
kr ( Ft kđ + Fvđ ) E
≤ [σH ]
A.k d

σ H = 0, 47
Trong đó:

kr = 0,444 : hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa
xích

( theo [1, trang 87] , với z 1=23 )
kđ = 1,2 : hệ số tải trọng động (tải trọng va đập)
Fvđ = 13.
=

10−7

.n1.p3.m (lực va đập trên m dãy xích)

13.10 −7.171,8.25, 43.2 = 5,63

(N)

kd = 1,7 : hệ số phân bố tải trọng không đều giữa
các dãy
( theo [1, trang 83] )
A = 306 mm2 : diện tích chiếu của bản lề
(tra bảng 5.12 [1, trang 87])
E=
⇒ σ H1

2,1.105

(MPa) Môđun đàn hồi của thép

0, 444. ( 4455,1.1, 2 + 5,63) .2,1.105
= 0, 47
= 460,3
306.1,7

(MPa)

Như vậy dùng thép 45 tôi, ram đạt dộ rắn 45HRC,
tra bảng
[σH ]
5.11 [1, trang 86] sẽ đạt ứng suất tiếp
=
800MPa, đảm bảo độ bền cho xích dẫn.
σ H2 < [ σ H ]
Tính tương tự cho đĩa xích bị dẫn thì ta có
với cùng vật liệu và nhiệt luyện.
3.9 Lực tác dụng lên trục:
Fr = k x Ft

(công thức 5.20 [1, trang 88])


với kx=1,15 : hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ
truyền
nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ
hơn

40

o

⇒ Fr = 1,15.4455,1 = 5123, 4

(N)

● Bảng kết quả tính toán
Số liệu đầu vào
+ Công suất trên trục dẫn: P1 = 7,44 (KW)
+ Số vòng quay trên trục dẫn: n1 = 171,8 (v/ph)
+Tỉ số truyền của bộ truyền xích: u x = 3
Kết quả tính toán
Thông số
Kí hiệu (đơn vị)
Loại xích
xích con lăn
Đường kính đĩa xích dẫn
d1 (mm)
Đường kính đĩa xích bị dẫn
d2 (mm)
Bước xích
p (mm)
Số răng đĩa xích dẫn
z1
Số răng đĩa xích bị dẫn
z2
Số mắt xích
X
Khoảng cách trục
a (mm)
Lực tác dụng lên trục
Fr (N)

Giá trị lần
186,63
558,35

25,4
23
69
128
1021
5123,4

4. Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc:
4.1 Bộ truyền cấp nhanh – Bánh trụ răng nghiêng:
● Số liệu đầu vào:
- Công suất trên trục dẫn: P1 = 7,99 (KW)
- Số vòng quay trên trục dẫn: n1 = 1458 (v/ph)
- Tỷ số truyền cấp nhanh: u = 3,19
- Mômen xoắn trên trục dẫn: T1 = 25381,5 (Nmm)
4.1.1 Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt; để thuận tiện trong việc gia
công chế tạo; phù hợp với tải trọng làm việc, khuôn khổ và kích
thước; khả năng cung cấp vật tư, ở đây ta sẽ chọn vật liệu làm bánh
răng như sau:


Ta có

HB1 ≥ HB2 + ( 10 ÷ 15 ) HB

+ Bánh răng nhỏ: Thép 40 tôi cải thiện
Chọn

HB1 = 190

Giới hạn bền:

σ b1 = 700 ( MPa )

Giới hạn chảy:

σ ch1 = 400 ( MPa )

+ Bánh răng lớn: Thép 45 thường hóa
Chọn

HB ∈ ( 190 ÷ 228 )

HB ∈ ( 170 ÷ 217 )

HB2 = 180

Giới han bền:

σ b 2 = 600 ( MPa )

Giới hạn chảy:

σ ch 2 = 340 ( MPa )

4.1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho
phép:
4.1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo công thức 6.1 [1, trang 91] ta có:

σ Ho lim K HL
[σ H ] =
Z R Z v K xH
SH
0
σ HLim

Với:
cơ sở.

K HL
SH
ZR

: giới hạn bền mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với số chu kỳ

: hệ số tuổi thọ.
: hệ số an toàn.

: hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt răng.


ZV
K xH

: hệ số ảnh hưởng đến tốc độ vòng.
: hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng.

[σH ] =
Khi tính sơ bộ:

0
σ HLim
.K HL
SH

với

Z R .ZV .Z xH = 1

Tra bảng 6.2 [1, trang 94] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn
HB ∈ ( 180 ÷ 350 )
S H = 1,1
0
σ HLim
= 2 HB + 70

do đó:

0
σ HLim
1 = 2.190 + 70 = 450 ( MPa )
0
σ HLim
2 = 2.180 + 70 = 430 ( MPa )

Theo công thức (6.3) [1, trang 93]:
1

K HL

 N  mH
=  HO ÷
 N HE 

mH

: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, vì
mH = 6

HB ≤ 350

nên

Số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc: theo công thức 6.5 [1,
trang 93]
N HO = 30.HB 2,4
2,4
6
⇒ N HO1 = 30.190 = 8,83.10
2,4
6
⇒ N HO 2 = 30.180 = 7,76.10

Số chu kỳ chịu tải của bánh răng đang xét: theo công thức 6.7 [1,
trang 93]
3

N HE

T 
= 60.c. ∑  i ÷ .ni .ti
 T1 


Với:

c
ni
t

: số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng quay

( c = 1)

: số vòng quay của bánh răng ở chế độ i (vòng/phút)
: tổng số thời gian làm việc (h,giờ)

3

⇒ N HE

 Ti 
3
∑
 ÷ .ti
T
 Ti 
60.c.n1.ti
= 60.c. ∑  ÷ .ni .t =

.  1
u1
∑ ti
 T1 
60.1.1458.7.300.2.8 ( 1 .0,7 + 0,8 .0,3)
=
.
= 78,7.107
3,19
1
3

Vì

3

N HE > N HO ⇒ K HL = 1

Suy ra ứng suất tiếp xúc sơ bộ cho phép:

[ σ H1 ] =
[σH2] =

450.1
= 409,1
1,1
430.1
= 390,9
1,1

(MPa)

(MPa)

Theo công thức 6.12 [1, trang 95]:

[σH ] =

[ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] = 409,1 + 390,9 = 400
2

2

[ σ H ] < 1, 25[ σ H ] min = 1, 25.390,9 = 488,6

(MPa)
(MPa)

⇒

4.1.2.2 Ứng suất uốn cho phép:

[σF ] =

0
σ FLim
.K FL
.K FC .YR .YS .K xF
SF

thỏa mãn điều kiện


Với:
sở

0
σ FLim

K FL

: giới hạn bền mỏi uốn của mặt răng ứng với số chu kỳ cơ

: hệ số tuổi thọ

SF

: hệ số an toàn

K FC

: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

YR

: hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt lượn chân răng

YS

: hệ số ảnh hưởng độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng

suất
K xF

: hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

[σF ] =
Khi tính sơ bộ ta có:

0
σ FLim
.K FL
.K FC
SF

với

YR .YS .K xF = 1

Do tải đặt một phía (bộ truyền quay một chiều) nên
Tra bảng 6.2 [1, trang 94] được

S F = 1,75

và

K FC = 1

0
σ FLim

= 1,8 HB

0
⇒ σ FLim1 = 1,8.190 = 342 ( MPa )
0
σ FLim
2 = 1,8.180 = 324 ( MPa )

1
mF

N 
K FL  FO ÷
 N FE 

Số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền uốn:
thép.

N FO = 4.106

Bậc đường cong mỏi khi thử về uốn, vì

HB < 350

đối với tất cả các loại

nên

mF = 6

mF

N FE

Vì tải trọng thay đổi nên
⇒ N FE =

Do đó:

T 
= 60.c.∑  i ÷ .ni .ti
 T1 

60.1.1458
.7.300.2.8 ( 16.0,7 + 0,86.0,3) = 71,7.107 > N FO = 4.106
3,19

K FL = 1

[ σ F1 ] =
Ứng suất uốn cho phép:

[σF2] =

342
= 195, 4 ( MPa )
1,75

324

= 185,1( MPa )
1,75

4.1.2.3 Ứng suất quá tải:
Theo công thức 6.13 [1, trang 95] và công thức 6.14 [1, trang 96]
Áp dụng với bánh răng thường hóa (HB

[ σ H ] max = 2,8σ ch 2 = 2,8.340 = 952
[ σ F1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.400 = 320
[ σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.340 = 272

≤

350)

(MPa)
(MPa)
(MPa)

4.1.3 Xác định sơ bộ thông số cơ bản:
● Tính khoảng cách trục: theo công thức 6.15a [1, trang 96]
aw = K a (u ± 1) 3

Với

T1.K H β

ψ bd .[ σ H ] .u
2

K a = 3 0,5( Z M .Z H .Z ε ) 2
Tra bảng 6.5 [1, trang 96] ta được Ka = 43 (MPa1/3)


ψ ba =

aw
bw

, tra bảng 6.6 [1, trang 97] chọn
bánh răng đặt đối xứng với 2 ổ )

ψ bd = ψ ba

ψ ba

=0,2 ( vì

u +1
3,19 + 1
= 0, 2.
= 0, 419
2
2

Tra bảng 6.7 [1, trang 98] chọn
bố không đều tải trọng trên vành khăn

KHβ

= 1,05 : hệ số phân

T1 = 25381,5 (Nmm) : Mômen xoắn ở trục bánh nhỏ
aw : khoảng cách trục (mm)
bw : chiều rộng vành răng (mm)

[σ H ]
u=

= 400 (MPa): ứng suất tiếp xúc cho phép

n1
= 3,19
n2

: tỉ số truyền

⇒ aw = 43.(3,19 + 1) 3

25381,5.1,05
0,419. ( 400 ) .3,19
2

= 89,99

(mm)

Chọn aw = 125 (mm)
bw = ψ ba .aw = 0, 2.125 = 25

(mm)

Chọn bw = 26 (mm)
4.1.4 Xác định thông số bộ truyền:
- Môđun pháp : mn = (0,01

÷

÷
0,02)aw = 1,25 2,5

Chọn mn = 2
- Chọn sơ bộ góc nghiêng

Z1 =
- Số răng bánh nhỏ:
Chọn Z1=25 răng

β = 35o

2.aw .cos( β ) 2.125.0,819
=
= 24, 4
mn ( u + 1)
2. ( 3,19 + 1)


- Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.u = 25.3,19 = 79,75
Chọn Z2 =80 răng
ut =

- Tỉ số truyền thực

Z 2 80
=
= 3, 2
Z1 25

- Góc nghiêng bánh răng:
cos ( β ) =

mn . ( Z1 + Z 2 ) 2.( 25 + 80 )
=
= 0,84
2.aW
2.125

⇒ β = 32,86o = 32o51'

εβ =
- Hệ số trùng khớp dọc:

bw .sin ( β ) 26.0,54
=
= 2, 24
π .mn
3,14.2

4.1.5 Kiểm nghiệm răng về dộ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 [1, trang 105]:

σH =

ZM =
Với

Z M .Z H .Z ε
dw

2.T1.K H β .K Hα .K Hv . ( u + 1)
bw .u

2.E1.E2

2
2
π  E2 ( 1 − µ1 ) + E1 ( 1 − µ2 ) 



µ1 µ2
E1,E2, , là môđun đàn hồi và hệ số poatxông của
vật liệu bánh răng 1,2
Tra bảng 6.5 [1, trang 96] ta được ZM = 274 (MPa1/3)

ZH =

2.cos ( β b )
sin ( 2α tw )

với

βb = arctg (cosα tw .tg β )
 tgα 
α tw = arctg 
÷
 cosβ 


Theo công thức ở bảng 6.11 [1, trang 104]:
Theo TCVN 1065-71 :

α = 20o

Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:
 tgα
α tw = α t = arctg 
 cosβ

 tg (20o ) 

o
÷ = arctg  cos(32,86o )  = 23, 43




β b = arctg (cosα tw .tg β ) = arctg cos ( 23, 43o ) .tg ( 32,86o )  = 30,65o
2.cos ( 30,65 )
= 1,54

sin ( 2.23, 43)

⇒ ZH =

Zε =

1
εα

với


 1
1 
ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ .cosβ
 Z1 Z 2  



1 
 1
= 1,88 − 3, 2  + ÷ .cos(32,86o ) = 1, 44
 25 80  

⇒ Zε =

1
= 0,83
1, 44

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw =

2a w
2.125
=
= 59,52
ut + 1 3, 2 + 1
v=

- Vận tốc vòng

(mm)

π d w n1 3,14.59,52.1458
=
= 4,54
60000
60000

Tra bảng 6.13 [1, trang 106]

→

cấp chính xác 8

Dựa vào bảng 6.14 [1, trang 107] ta có
Theo công thức 6.41 [1, trang 107]:

K Hv = 1 +

vH .bw .d w
2.T1.K H β .K H α

(m/s)

K Hα

=1,09


vH = δ H .g 0 .v

với

δH
g0

aw
u

= 0,002 (tra bảng 6.15 [1, trang 107])
=56 (tra bảng 6.16 [1, trang 107])

⇒ vH = 0,002.56.4,54.

⇒ K Hv = 1 +

⇒σH =

Ta có

125
= 3,18
3,19

4,54.26.59,52
= 1,12
2.25381,5.1,05.1,09

274.1,54.0,83 2.25381,5.1,05.1,09.1,12. ( 3,19 + 1)
= 294,37
59,52
25.3,19

σ H < [ σ H ] = 400 ⇒

đạt tiêu chuẩn độ bền tiếp xúc

4.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 [1, trang 108]

σF =

với

2T1.K F .Yε .Yβ .YF
bw .d w .mn

K F = K F β .K Fα .K Fv

Tra bảng 6.7 [1, trang 98] ta có

KFβ

Tra bảng 6.14 [1, trang 107] ta có

K Fv = 1 +

vF .bw .d w
2.T1.K F β .K Fα

với

vF

δ F .g 0 .v
=

aw
u

=1,15

K Fα

=1,27

(MPa)

δF
g0

=0,006 (tra bảng 6.15 [1, trang 107])
=56 (tra bảng 6.16 [1, trang 107])

⇒ vF = 0,006.56.4,54.

⇒ K Fv = 1 +

125
= 9,55
3,19

9,55.26.59,52
= 1, 2
2.25381,5.1,15.1, 27

⇒ K F = 1,15.1, 27.1, 2 = 1,75
Yε =

1
1
=
= 0,69
ε α 1, 44

β
32,86o

Yβ = 1 −
= 1−
= 0,765
140o
140o

: hệ số kể đến ảnh hưởng của

góc răng nghiêng

Zv =
Số răng tương đương

⇒ Z v1 =

Zv2 =

Z
cos3 β

Z1
25
=
= 42,18
3
3
cos β cos ( 32,86 )
Z2
80
=

= 134,98
3
3
cos β cos ( 32,86 )

Tra bảng 6.18 [1, trang 109] ta được:

YF 1 = 3,69

YF 2 = 3,6

⇒ σ F1 =

2T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w .mn

=

2.25381,5.1,75.0,69.0,765.3,69
= 55,9
26.59,52.2

(MPa)


σF2 =

Ta thấy
⇒

2T1.K F .Yε .Yβ .YF 2

=

bw .d w .mn

σ F1 < [ σ F1 ]

2.25381,5.1,75.0,69.0,765.3,6
= 54,54
26.59,52.2

= 195,4 (MPa) và

σ F2 < [σ F2]

(MPa)

= 185,1(MPa)

bánh răng đạt tiêu chuẩn về dộ bền uốn

4.1.7 Kiểm nghiệm quá tải:
Theo công thức 6.48 [1, trang 110]:
Tmax
T

σ Hmax = σ H K qt = σ H
Tmax
T

σ

σ

=1

F 1max

F 2 max

⇒ σ Hmax = σ H .1 = 311,94.1 = 311,94 < [ σ H ] max = 952

= σ F1

= σF2

Tmax
= 48,1.1 = 48,1 < [ σ F 1 ] max = 320
T

(MPa)

Tmax
= 46,93.1 = 46,93 < [ σ F 2 ] max = 272
T

4.1.8 Thông số bộ truyền:
- Khoảng cách trục:
- Môđun pháp:

aw = 125

(mm)

mn = 2

- Chiều rộng vành răng:
- Tỉ số truyền thực:
- Số răng bánh 1:
- Số răng bánh 2:

bw = 26

(mm)

um = 3, 2

Z1 = 25
Z 2 = 80

- Góc nghiêng của răng:

β = 32o51'

(MPa)

(MPa)

Theo công thức bảng 6.11 [1, trang 104] ta có:
+ Đường kính vòng chia:

d1 =

d2 =

mn .Z1
2.25
=
= 59,52
cos β cos ( 32,86 )

(mm)

mn .Z 2
2.80
=
= 190, 48
cosβ cos ( 32,86 )

(mm)

+ Đường kính đỉnh răng:
d a1 = d1 + 2mn = 59,52 + 2.2 = 63,52

(mm)

d a 2 = d 2 + 2mn = 190, 48 + 2.2 = 194, 48

(mm)

+ Đường kính đáy răng:
d f 1 = d1 − 2,5mn = 59,52 − 2,5.2 = 54,52

(mm)

d f 2 = d 2 − 2,5mn = 190, 48 − 2,5.2 = 185, 48

(mm)

- Lực tác dụng lên trục:
Ft = Ft1 = Ft 2 =

+ Lực vòng:

2T1 2.25381,5
=
= 852,9( N )
dw
59,52

Fr1 = Fr 2 = Ft .

+ Lực hướng tâm
+ Lực dọc trục:

tg ( 23,43)
tgα w
= 852,9.

= 440
cosβ
cos ( 32,86 )

Fa1 = Fa 2 = Ft .tg β = 852,9.tg ( 32,86 ) = 550,9

Bảng kết quả tính toán bộ truyền cấp nhanh:
+ Công suất trên trục dẫn: P1 = 7,99 (KW)
+ Mômen xoắn trên trục dẫn: T1 = 25381,5 (Nmm)
+ Số vòng quay trên trục dẫn: n1 = 1458 (v/ph)
+ Tỉ số truyền cấp nhanh: u = 3,19
Thông số
Kí hiệu ( đơn
Giá trị
vị )
Khoảng cách trục lăn
aw (mm)
125
Môđun pháp
mn (mm)
2

(N)

(N)