đồ án động cơ đốt trong của phạm văn tuấn

MỤC LỤC

I – Tính động lực học hệ dẫn động:
1. Chọn động cơ:
a) Xác định công suất đặt trên trục động cơ:
Pđc > Pct

Pct =

Ptd
η

Plv – Công suất trên trục công tác

Plv =

η

F .v
1000

=

3250.1,24
1000

= 4,03 kW

- Hiệu suất truyền động

η = η K .ηol3 .ηbr1.ηbr 2 .ηd .

= 0,99.0,993.0,96.0,97.0,95.
= 0,85
với

ηK

ηol

- hiệu suất nối trục đàn hồi
- hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηbr1

- hiệu suất 1 cặp bánh răng côn trong HGT

1


ηbr 2
ηd

- hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ trong HGT
- hiệu suất bộ truyền đai

trị số các hiệu suất tra theo bảng

*Hệ số tải trọng tương đương :

2.3
19

[1]

β

 n  Pi  2 
 ∑ i =1  ÷ .ti ÷
 P1  ÷



β

∑t

i

=

<1

Do P tỉ lệ T nên ta có

 n  Ti  2 
 ∑ i =1  ÷ ti ÷
 T1  ÷



β

2

∑ ti
=

=

2

 Ti 
 Ti 
 ÷ .t1 +  ÷ .t2
 T1 
 T2 
t1 + t2

=

Ptd=Plv.β=4,03.0,92=3,69 KW
⇒

Pct =

Ptd
η

=

3,69

0,85

= 4,34kW.

2

12.36 + 0, 62.12
36 + 12

=0,92


b) Tốc độ đồng bộ của động cơ:
nsb = nct. usb
nct – Tốc độ công tác tính từ v trên băng tải:
60.1000.v
π .D

nct =

=

60.1000.1,24
π .345

= 68,68 (vg/ph)

usb = usb h. usb ngoài

Từ bảng

2.4
21

[1] chọn tỉ số truyền cho HGT côn trụ 2 cấp:

usb h (uh ) =10
usb ng (uđ) = 2
⇒

⇒

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = 10. 2. 68,68= 1373,6(vg/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ 2P=4 nđb = 1500 vg/ph.
P1.3
236

Theo bảng phụ lục
[1], với yêu cầu Pct = 4,34kW và nđb = 1373,6 vg/ph, ta
chọn động cơ 4A112M4Y3, có các thông số:
Kiểu đông
cơ

Công
suất kW

4A112M4Y
3

5,5

Vận tốc
quay
vg/ph
1425

cosᵩ

ῃ%

0,85

85,5

2. Phân phối tỉ số truyền (TST):
a) Xác định tỉ số truyền chung:

uch =

ndc 1425
=
nct 68,68

= 20,75
3

Tmax
Tdn

2,2

TK
Tdn

2,0


Chọn TST ngoài: ung = 2

⇒

uch 20,75
=
ung
2
uh =

= 10,37

b) Phân phối TST:
- Phân phối uh = 19,8 cho cặp bánh răng côn (cấp nhanh) và bánh răng trụ (cấp
chậm) (u1 và u2):
Chọn Kbe = 0,3;

Theo CT

ψ bd 2

= 1,2; [K01] = [K02]; cK = 1,1

3.17
[1]
3
45
⇒ λK c K

Từ đồ thị hình

3.21
[1]
45
⇒

= 17,1

u1 = 3,1

u2 =

uh
u1

=

10,37
3,1

= 3,3

- Tính chính xác ung:

uđ = ung =

uch
u1u2

=

20,75
3,1.3,3

=2

c) Tính toán các thông số động học:
- TST chung: uch = 20,75
- TST đai: uđ = 2
- HGT: uh = 10,37
- Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:
Áp dụng các công thức

Pi =

Pi +1
ηiηi +1

, kW
4


ni

uiui +1

ni =

, vg/ph

Ti = 9,55.106 .

Pi
ni

(N.mm)

Ta có
+ Ptd = 3,69 kW

P3 =

P2 =

Ptd
ηK

=

3,69
=
0,98.0,99

P3

ηolηbr 2

=

3,72 kW

3,72
=
0,99.0,97

3,9 kW

P2
3,9
=
ηolηbr1 0,99.0,96
P1 =
=
4,08 kW

P'đc =

P1
ηolη d

=

4,08
=
0,99.0,95

4,34 kW

+ nđc = 1425 vg/ph

5


n1 =

n2 =

n3 =

nct =

ndc 1425
=
=
ud
2

712,5vg/ph

n1 712,5
=
=
u1
3,1
n2 299,8

=
=
u2
3,3

229,8vg/ph

69,6 vg/ph

n3 69,6
=
= 69,6
uK
1

+ T'đc = 9,55.106.

T1 = 9,55.106 .

T2 = 9,55.106 .

T3 = 9,55.106 .

Tct = 9,55.106 .

P1
n1

Pdc'
ndc

vg/ph

= 9,55.106.

= 9,55.106.

P2
n2
P3
n3
Ptd
nct

= 9,55.106.

= 9,55.106.

4,34
1425

= 29085,6N.mm

4,08
= 54686
712,5

N.mm

3,9

= 162075,7
229,8
3,72
= 510413
69,6

= 9,55.106.

3,69
69,6

N.mm

N.mm

= 506314,6N.mm

6


- Các thông số tính toán thể hiện trên bảng sau:

trục

trục
đc

Trục

Trục

Trục

Trục

I

II

III

Công tác

tỷ số truyền
Ud=2

U1=3,1

U2=3,3

Uk=1

Công suất
P kw

4,34

4,08

3,9

3,72

712,5

229,8

69,6

162075,7

510413

3,69

số vòng
n v/ph

1425

69,6

Momen xoắn
T N.mm

29085,6

54686

7

506314,6


II – Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài : Bộ truyền đai dẹt :
- Thông số: uđ = 2
Trên trục bánh đai nhỏ:
+ Gọi n1 = nđc = 1425 vg/ph
+ Gọi P1 = P'đc = 4,34 kW
+ Gọi T1 = T'đc = 29085,6Nmm
- Xác định các thông số của bộ truyền:
a) Đường kính bánh đai:

- Bánh đai nhỏ: CT

4.1
[1]
53
3

÷

:

29085,6

d1 = (5,2 6,4)

÷
= (159 196,8) mm

theo dãy tiêu chuẩn đường kính bánh đai và bảng

4.6
[1]
53

chọn d1 = 180 mm > dmin = 140 mm.

-vận tốc đai v=

π d1n1 3,14.180.1425
=
60000
60000

=13,4m/s
- Bánh đai lớn:
d2 =

d1u.(1 − ε )

,

ε

÷
: hệ số trượt, 0,01 0,02

u: TST của bộ truyền
d2 =

180.2.(1 − (0,01 ÷ 0,02))

÷
= (352,6 356,4) mm.

Theo dãy tiêu chuẩn, chọn d2 = 355mm
8


- TST thực tế: ut =
Sai lệch TST:

d2
d1 (1 − ε )

∆u
đ

= 2,012

= (ut – uđ)/uđ = (2,012-2)/2 = 0,6% < 4%

b) Khoảng cách trục a: CT
⇒

=

355
180(1 − 0,02)

4.3
[1]
53

: a

≥

÷
(1,5 2)(d1+d2)

÷
÷
asb = (1,5 2)(180+355) = (802,5 11070) mm, lấy asb = 1060.

c) Chiều dài đai l:
2
π (d1 + d 2 ) (d 2 − d1 )
4a
2
l = 2a +
+

= 2.1060 +

π .( 180 + 355)
2

( 355 − 180 )
+

4.1060

2

= 2967 mm.

÷
l = 2967 mm, cộng thêm từ 100 400 mm tùy theo cách nối đai.
Chọn l=3000
Số vòng chạy của đai: i = v/l = 13,24/3,000 = 4.46 < imax = 3...5 s-1.
⇒

l thỏa mãn yêu cầu về tuổi thọ.

d) Góc ôm

α1

:

4.7
d −d
[1]
− 2 1
α1
54

a
CT
:
= 1800
.570
180 −

=

(355 − 180).57
1060

9

= 170,590 > 1500 =

α

.
min


e) Tiết diện đai và chiều rộng bánh đai:

CT

4.9
[1]
54

theo bảng
⇒

, lực vòng Ft =
4.8
[1]
55

chiều dài đai:

Bảng
chuẩn là

4.1
[1]
51

δ

1000.P1
v

=

1000.4,34
13,4

= 323.88 N.

δ 

1
 ÷
 d1 max 40
, chọn đai vải cao su, nên lấy
=

δ

=

d1
40

= 180/40 = 4,5 mm.

, dùng loại đai có lớp lót, kí hiệu đai Б-800, 3 lớp, trị số tiêu

=4,5 mm.

f) Ứng suất có ích cho phép:
4.10
[1]
[σ F ] [σ F ]0 α
56
CT
:
=
C CvCo
[σ F ]0

= k1 -

k2δ
d1

với bộ truyền tự căng, lực căng không đổi:
⇒

theo bảng

4.9
[1]
56

o

= 1,8 MPa

: k1 = 2,5
k2 = 10

α

σ

⇒ [σ F ]0

C - Hệ số ảnh hưởng của góc ôm

α1

= 2,25 MPa

, bảng
10

4.10
[1]
57

α

: C = 0,97


Cv - Hệ số ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai,

Bảng

4.11
[1]
57

: Cv = 0,95 cho đai vải cao su, v = 13,4 m/s

Co - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền đai và phương pháp căng đai

Co = 1 (bảng
Từ đó có

[σ F ]

4.12
[1]
57

)

= 2,25. 0,97. 0,95. 1 = 2,07 MPa

g) Chiều rộng đai và bánh đai:

- Chiều rộng đai (b): CT

4.8
[1]
54

:b=

Ft K d
[σ F ]δ

323,88.1,25
4.7
[1]
2,07.4,5
55
⇒
Kđ = 1.25 (bảng

) b=
= 43,5 mm

Lấy b theo tiêu chuẩn: b = 50 mm. (bảng

4.1
[1]
51

)

- Chiều rộng bánh đai (B):

B = 40 mm, tra bảng

21.16
[2]
164

h) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Fo =

σ o .δ .b

= 1,8. 4. 50 = 360 N (CT

11

4.12

[1]
58

)


Fr = 2Fo sin

α1
2

 170,59 
4.13
[1]

÷
 2 
58
= 1,8.160.sin
= 896,9 N (CT
)

* Kết quả
TÊN THÔNG SỐ
Đường kính bánh đai nhỏ d1(mm)
Đướng kính bánh đai lớn d2(mm)
Chiều rộng bánh đai B (mm)

THÔNG SỐ
180

355
×

×δ ( mm 2 )

50 4,5

Tiết diện đai b
Lực căng ban đầu F0 (N)
Lực tác dụng nên trục Fr(N)

360
896,9

========================================================
==

III – Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc:
HGT 2 cấp: - Truyền động bánh răng côn,
- Truyền động bánh trụ răng nghiêng.
12


*Số liệu đầu vào
P1=4,08 kw

P2=3,9 kw

n1=712,5 v/ph

n2=229,8v/ph

uh=10,37 ta đã tìm được u1=3,1
u2=3,3
lh=52560 giờ
tải trọng thay đổi theo sơ đồ

1. Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong
thiết kế, chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau:

Theo bảng

6.1
[1]
92

, ta chọn:

- Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện, HB = 241-285

σ b1

= 850 MPa,

σ ch1

= 580 MPa

- Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện, HB = 192-240

σ b2

= 750 MPa,

σ ch 2

= 450 MPa.

2. Xác định ứng suất cho phép:

Bảng

6.2
[1]
94

với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180-350:

σ H0 lim
σ F0 lim

= 2.HB + 70;

SH = 1,1

= 1,8.HB;

SF = 1,75
13

+) Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230
⇒ σ H lim1

σ H0 lim 2

0

⇒ σ F lim1

= 560 MPa;

σ F0 lim 2

0

σ H0 lim

= 441 MPa;

= 530 MPa,
= 414 MPa.

σ F0 lim

&
lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với số chu kì cơ sở

+) CT

6.5
[1]
93

: NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NHO = 30 H

2,4
HB

⇒

NHO 1 = 30.2452,4 = 1,6.107
NHO 2 = 30.2302,4 = 1,39.107

CT

6.7
[1]
93

: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
3

NHE = 60c

 T 

∑  T i ÷ niti
 max 

⇒

NHE 2 = 60.1. (13.0,75 + (0,6)3.0,25).
7

= 59.10 > NHO 2 = 1,39.10
Tương tự, NHE 1 > NHO 1

⇒

7

712,5
3,1

⇒

52560

KHL 2 = 1.

KHL 1 = 1. Trong đó hệ số tuổi thọ KHL

14


6.1a

[1]
93

CT

: Xác định sơ bộ được:

⇒ [σ H 1 ]
[σ H 2 ]

[σ H ]

=

σ H0 lim

.KHK/SH

= 560.1/1,1 = 509 MPa
= 530.1/1,1 = 481,8 MPa.

Do đó để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng,
lấy

[σ H ]

[σ H 1 ] [σ H 2 ]
= min(
,
) = 481,8 MPa.

+) Với cấp chậm sử dụng bánh răng nghiêng:
[σ H ]

[σ H 1 ] [σ H 2 ]
[σ H 2 ]
=(
+
)/2 = (509 + 481,8)/2 = 495,4 MPa < 1,25

+) Tính ứng suất uốn cho phép
Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
mF

NFE = 60c

 T 
∑  T i ÷ niti
 max 

(CT

6.8
[1]
93

)

mF = 6
⇒

NFE 2 = 60.1. (16.0,75 + (0,6)6.0,25).
= 5,5.108 > NFO = 4.106

⇒

712,5
3.1

.52560=

KFL 2 = 1,

tương tự, có KFL 1 = 1.
Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NFO=4*106 với mọi loại thép

15


6.2a
[1]
93

Từ đó theo CT
, với bộ truyền quay 1 chiều thì KFC = 1,
SF
SF
- là hệ số an toàn khi tính về uốn. Theo bảng 6.2[1]/92:
=1,75

[σ F ]
⇒ [σ F 1 ]

[σ F 2 ]

=

σ F0 lim

.KFC .KFL/SF

= 441.1.1/1,75 = 252 MPa
= 414.1.1/1,75 = 236,5 MPa

+) Ứng suất quá tải cho phép:

CT

CT

6.13
[1]
95
6.14
[1]
96

:

:

[σ H ]max

= 2,8

[σ F 1 ]max
[σ F 2 ]max

σ

= 0,8

ch

= 2,8.450 = 1260 MPa

σ

= 0,8

ch1

= 0,8.580 = 464 MPa

ch2

= 0,8.450 = 360 MPa.

σ

3. Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:
a) Xác định chiều dài côn ngoài:

CT

6.52a
[1]
112

: R e = KR

u2 + 1

3

T1K H β
(1 − K be ) K be .u.[σ H ]2

Với bộ truyền răng thẳng bằng thép, Kd = 100 (MPa)1/3, ta tính được KR - hệ số
phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng KR = 0,5.Kd = 50 (MPa)1/3 ;

÷
Kbe = b/Re = 0,25 0,3: Hệ số chiều rộng vành răng, chọn Kbe = 0,25

16


KHβ

- Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng bánh răng côn, tra bảng
K be .u
2 − K be

=

0,25.3,1
2 − 0,25

I, HB < 350; tra theo bảng

6.21
[1]
113

, với:

= 0,443, với trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ
6.21
[1]
113
⇒

K

Hβ

= 1,14

T1 = 54686 Nmm ;

3,1 + 1
2

Từ đó: Re = 50

3

54686.1,14
(1 − 0, 25).0, 25.3,1.(481,8) 2

=125,9 mm

b) Xác định các thông số ăn khớp:
- Số răng bánh nhỏ:
2.125,9

2 Re
1 + u2

Từ de1 =

Tra bảng

=

6.22
[1]
114

Với HB<350

⇒

1 + 3,12

= 77,3 mm

, với bánh răng côn răng thẳng, TST u = 3,1

⇒

Z1P = 18.5

Z1 = 1,6.Z1P = 1,6.18.5 = 29,6
Lấy Z1 = 30 răng.

- Đường kính trung bình, môđun trung bình và môđun vòng ngoài:

dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (CT

6.54
[1]
114

)

= (1 – 0,5.0,25).77,3= 67,64 mm – đường kính trung bình

17


mtm =

d m1
Z1

=

67,64
30

= 2,25mm – môđun trung bình

mtm
2,25
1 − 0,5 K be 1 − 0,5.0, 25
mte =
=
= 2,57 mm – môđun vòng ngoài

bảng

6.8
[1]
99

, theo tiêu chuẩn lấy mte = 3 mm.

mtm = mte(1 - 0,5Kbe) = 3(1 – 0,5.0,25) = 2,625 mm

Z1 =

d m1
mtm

67,64
2,625

=

= 25,76; lấy Z1 = 26 răng.

- Số răng bánh lớn: Z2 = uZ1 = 26.3,1=81 răng.
- Góc côn chia:

δ1

= arctg(Z1/Z2) = arctg(26/81) = 17,7959880 = 17047'45,56''

δ2

bảng

6.20
[1]
112

0

= 90 -

δ1

= 72012'14,44''.

với Z1 = 26, TST u=3,1; chọn hệ số dịch chỉnh:

bánh nhỏ: x1 = 0,35
bánh lớn: x2 = - 0,35.

- Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
dm1 = Z1.mtm = 26.2,625 = 68,25 mm.
- Chiều dài côn ngoài:
Re = 0,5.mte

Z12 + Z 2 2

= 0,5.3.

262 + 812

18

= 127,6 mm.


c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
6.58

[1]
σH
115
ε
CT
:
= ZMZHZ

2T1K H u 2 + 1
0,85bd m21um ≤ σ H
[ ]

ZM = 274 (MPa)1/3 - hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng: tra bảng
6.5
[1]
96

.

ZH = 1,76 – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng
= 00 và xt = x1 + x2 = 0.
4 − εα
3

ε

Z =

trong đó

εα

=

4 − 1,7174
3

= [1,88 – 3,2

KH = K

Hβ

K

Hα

KHv (CT

với

] cos

1
 1
 + ÷
 26 81 

6.61
[1]

116

βn

(CT

6.60
[1]
115

)

= 1,7174 : hệ số trùng khớp ngang

): hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

Hα

K = 1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, trường hợp bánh
côn răng thẳng;

vận tốc vòng: v =

theo bảng

6.13
[1]
106

β

= 0,872: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,

 1
1 
 + ÷
 Z1 Z 2 

= 1,88 – 3,2

6.12
[1]
106

π d m1n1
60.1000

=

π .67,64.712,5
60.1000

= 2,52 m/s

≤
chọn cấp chính xác 8 (ccx theo vận tốc vòng v 4)
19


CT

6.63
[1]
116

ν Hbd m1
2T1K H β K H α

: KHv = 1 +

trong đó: b = KbeRe = 0,25.125,9= 31,475
d m1 (u + 1)
6.64
[1]
ν H δH
u
116
CT
: =
g0v

67,65.
= 0,006.56.2,52

trong đó

δH

= 0,006 – bảng

g0 = 56 – bảng

KHv = 1 +

8,01.31, 475.67,65
2.54686.1,14.1

6.15
[1]
107

3,1 + 1
3,1
= 8,01.

;

6.16
[1]
107

= 1,1368

Vậy KH=1,14.1.1,1368=1,296

Thay tất cả các hệ số tìm được vào công thức

σH

Theo

[

ta tính được

σH

2.54686.1,296. 3,12 + 1
0,85.31,475.(67,65) 2 .3,1
= 274. 1,76. 0,872.

6.1, 6.1a
[1]
91

σH

6.58
[1]
115

]' = [

σH

= 464,56 MPa.

:

].ZR.Zv.KxH.KHL

20

:


= 509. 0,95. 1. 1 = 483,5 MPa
trong đó: Zv = 1 (v < 5m/s): hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
ZR = 0,95 (Ra = 0,63...1,25

µ

m): hệ số xét đến độ nhám mặt
răng làm việc

KxH = 1 (da < 700mm): hệ số xét ảnh hưởng kích thước bánh
răng
Như vậy

σH

<[

σH

]': đảm bảo khả năng bền tiếp xúc.

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp uốn:
6.65
[1]
σ F1

β
116
ε
CT
:
= 2T1.KF.Y Y YF1/(0,85bmtmdm1)
trong đó:
T1mô men trên bánh chủ động
K

Fβ

bảng

= 1,34: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, tra
6.21
[1]
113

với

K be .u
2 − K be

=

0,25.3,1
2 − 0, 25

= 0,45 (cũng đã tính ở trên)

d m1 (u + 1)
6.64
[1]
νF δF
u
116
CT
: = g0v

67,65.
= 0,016.56.2,52

trong đó,

δF

= 0,016 – bảng

3,1 + 1
3,1
= 21,36

6.15
[1]
107

21

;

g0 = 56 – bảng

⇒
⇒

KFv = 1 +
KF = K

Fβ

ν Fbd m1
2T1K F β K Fα

K

Fα

6.16
[1]
107

=1+

21,36.31,475.67,65
2.54868.1,34.1

= 1,31

KFv = 1,34. 1. 1,31 = 1.7554

β

Y = 1 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ở đây là răng thẳng
ε

Y = 1/

εα

= 0,582 với

εα

= 1,7174 (đã tính ở trên)

Với số răng tương đương: ZV1 = Z1/cos

δ1

ZV2 = Z2/cos
6.18
[1]
109

Theo bảng
= 3,55 ; YF2 = 3,63.

σF2

=

=

6.65
[1]
116

83, 49

=

= 81/cos72,210 = 256,11

, tính được

2.54686.1,7554.0,582.1.3,55
0,85.31,475.2,625.67,65
YF 2
σ F 1 YF 1

δ2

với x1 = 0,35, x2 = - 0,35, ta có các hệ số dạng răng: YF1

Từ đó thế các hệ số vào CT

σ F1

= 26/cos17,790 = 27,3

3, 63
3,55

22

:

= 83,49 < [

= 85,37 < [

Vậy độ bền uốn được đảm bảo.

σ F1

σ F1

σ F1

] = 252 MPa

] = 236,5 MPa


e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=
6.48

[1]
σH
σH
110
CT
:
max =

Tmm
T1

K qt

1

=464,56

=1

= 464,56< [

σH

]max = 1260 MPa

6.49
[1]
σ F1
σ F1
σ F1

110
CT
:
.Kqt = 83,49.1 = 83,49 < [
]max = 464 MPa
max =

σF2
max

=

σF2

.Kqt = 85,37.1=85,37 < [

σF2

]max = 360 MPa.

Độ bền khi quá tải đảm bảo.

f) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng côn:
-Chiều dài côn ngoài:mm
- Môđun vòng ngoài:
- Chiều rộng vành răng:
- TST:
- Góc nghiêng răng:
- Số răng:
- Hệ số dịch chỉnh chiều cao:

Re = 125,9
mte = 3 mm

≈
bw = 31,475 mm 32 mm
u = 3,1
β
= 00
Z1 = 26; Z2 = 81
x1 = 0,35; x2 = - 0,35.

23


g) Các thông số khác:

Theo bảng

6.19
[1]
111

:

Đường kính chia ngoài
Góc côn chia (lăn)

de = mteZ1

δ1 = arctg

Chiều cao răng ngoài

Z1
;δ 2 = 900 − δ1
Z2

he = 2htemte + c
hte = cosβ m c = 0, 2mte
với
,
h ae1 = (h te + xn1cosβ m )mte

Chiều cao đầu răng ngoài

hae2 = 2htemte – hae1
hfe1,2 = he – hae1,2

Chiều cao chân răng
ngoài
Đường kính đỉnh răng
ngoài

dae1,2 = de1,2 + 2hae1,2cos

δ

de1 = 78 mm
de2 = 243 mm

δ1 = 170 47 '45,56"

δ 2 = 72012'14, 44"
he = 6,6 mm
hae1 = 4,05 mm
hae2 = 1,95 mm
hfe1 = 2,55 mm
hfe2 = 4,65 mm
dae1 = 85,7 mm
dae2 = 244,19mm

4. Tính bộ truyền cấp chậm: Bánh răng trụ răng nghiêng:
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

CT

6.15
[1]
96

chọn

ψ ba

3

: aw1 = Ka(u+1)

= 0,3 theo bảng

T2 K H β
[σ H ]2 .u.ψ ba

6.6
[1]
97

Ka = 43 đối với bánh răng nghiêng, bảng

24

6.5
[1]
96


ψ bd

ψ ba
= 0,5.
(u+1)

= 0,5. 0,3. (3,3+1) = 0,645; bảng

6.7
[1]
98
⇒

Với u = 3,3; P = 3,9 kW; T2 = 162075,7 Nmm; [

3

⇒

σH

K

Hβ

= 1,03.

] = 495,4 MPa :

162075,7.1,03
(495, 4) 2 .3,3.0,3

aw = 43(3,3+1)

= 163,157 mm.

Lấy aw = 170 mm.
b) Xác định các thông số ăn khớp:

CT

6.17
[1]
97

÷
÷
: m = (0,01 0,02)aw = (1,7 3,4) mm

theo bảng
Chọn sơ bộ

CT
⇒

6.31
[1]
103

β

6.8
[1]
99

= 10

: Z1 =

0

∈

chọn môđun pháp theo dãy tiêu chuẩn, m = 2,5 mm
0

(8 - 20 )

⇒

cos

β

= 0,9848.

2aw cosβ
m(u+1)

Số răng bánh nhỏ: Z1 =

2.170.0,9848
2,5(3,3 + 1)

= 31,14, lấy Z1 = 31;

Số răng bánh lớn: Z2 = uZ1 = 3,3.31 = 102,3, lấy Z2 = 102.
⇒

Tỉ số truyền thực: ut = Z2/Z1 = 102/31 = 3,29;

Xác định chính xác

β

:

25

∆

ut < 3%.