THIẾT KẾ HGT PHÂN ĐÔI CẤP CHẬM BỘ TRUYỀN XÍCH

MỤC LỤC

1


Số liệu thiết kế:
- Công suất trên trục công tác : P = 19,5kW
- Số vòng quay trên trục công tác : n =113 (vòng/phút)
- Thời gian phục vụ : L =16000 giờ
Chú thích :

1

2

T
0,7T

4
5

3

0,5T

0,2t

6

0,3t

0,5t

1. Động cơ
Hình 2. Sơ đồ phân bố tải trọng

Hình 1. Hệ dẫn động hộp giảm tốc

2. Khớp nối
3. Trục I
4. Trục II
5. Trục III
6. Bộ truyền xích

2


CHƯƠNG 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1. Tính toán công suất trên trục động cơ :
- Theo công thức 3.11 trang 89 [1], ta có :
Pct =
Trong đó :
+ Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ
+ ηch : Hiệu suất chung cho cả hệ thống
- Tính Ptd :
Đề bài cho tải trọng thay đổi theo bậc, theo công thức 3.10 trang 89 [1], ta có :
Ptd = P.
Với P = 19,5 kW
- Dựa theo sơ đồ phân bố tải trọng ta có :
Ptd = P. = 19,5. =
= 19,5. = 13,4 kW

1.2. Tính hiệu suất truyền động của hệ thống η ch :
- Theo bảng 3.3 trang 88 [1] ta có :
+ Hiệu suất của cặp bánh răng : ηbr = 0,97
+ Hiệu suất của cặp ổ lăn : ηol = 0,99
+ Hiệu suất của bộ truyền xích : ηx = 0,93
+ Hiệu suất của khớp nối trục : ηkn = 0,99
3


Hiệu suất chung :
ηch = ηx .br .ol .ηkn = 0,93...0,99 = 0,84
Vậy công suất cần thiết :
Pct = = = 15,9( kW )
1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ điện

- Theo công thức 2.18 trang 21 [1] :
nsb = nlv .ut
Trong đó :
+ nsb : số vòng quay đồng bộ của động cơ
+ nlv : số vòng quay của trục công tác
+ ut : tỉ số truyền động của hệ thống dẫn động
- Với ut = ux . uh
- Theo bảng 3.2 trang 88 [1] ta chọn
ux = 2
uh = 8…40 ⇒ Chọn uh = 13
ut = 13 .2 = 26
Vậy nsb = 26 .113 = 2938 (vòng/phút )
1.4. Chọn động cơ

động cơ thõa mãn điều kiện 2.19 trang 22 [1] :

Pct Pđc
4


nđb nsb
và momen mở máy thõa điều kiện :

- Từ kết quả : Pct = 15,9 kW , nsb = 2938 ( vòng/phút )
- Theo bảng 1.3 trang 236 [2] ta chọn động cơ 4A160M2Y3
- Các thông số kỹ thuật của động cơ như sau :
Kiểu động
cơ
4A160M2Y
3

Công suất
18,5

Vận tốc
quay
2930

Cos

η%

0,92

88,5

Theo bảng 1.4 trang 239 [1] ta có :

Kết luận : động cơ 4A160M2Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế
1.5. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền

Theo công thức 3.8 trang 87 [1]
uch =
Trong đó :
+ nđc : số vòng quay của động cơ
+ n : số vòng quay trên trục công tác
uch = = 25.9
Mà uch = uh . ux
5

1,4


+ uh : tỉ số truyền hộp giảm tốc
+ ux : tỉ số truyền bộ truyền xích
Theo bảng 2.4 trang 21 [1], ta chọn ux = 2
uh = = = 12,95
Tra bảng 3.1 trang 43 thỏa mãn 3 điều kiện là khối lượng nhỏ nhất ; momen quán tính thu
gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhúng trong dầu là ít nhất do hộp giảm tốc phân đôi
có
Uh = 13 ⇒ Chọn 4,49 và 3,12
1.6. Xác định số vòng quay, momen, công suất của trục

- Tính toán công suất các trục theo công thức trang 49 [1], ta có :
+ Trục 3 : P3 = = = 21,17 ( kW )
+ Trục 2 : P2 = = = 22( kW )

+ Trục 1 : P1 = = 23,14 ( kW )
- Số vòng quay của các trục :
+ Số vòng quay của trục động cơ bằng số vòng quay của trục 1:
nđc = n1 = 2930 ( vòng/phút )
+ Số vòng quay của trục2 : n2 = = = 652,56 ( vòng/phút )
+ Số vòng quay của trục 3 : n3 = = = 209,15 ( vòng/phút )
- Momen xoắn trên các trục : momen xoắn được xác định theo công thức
Ti
+ Trục 1 : T1 = 9,55.106. = = 75422,18 Nmm
6


+ Trục 2 : T2 = 9,55.106. = = 321962,73 Nmm
+ Trục 3 : T3 = 9,55.106. = = 966643,55Nmm
Bảng tổng kết

Công suất
Tỉ số truyền
Số vòng quay
Mômen xoắn

Động cơ
18,5
2
2930
1648008,85

1
23,14

2
22

3
21,17

652,56
321962,73

3,12
209,15
966643,55

4,49
2930
75422,18

7


CHƯƠNG 2. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1 Chọn loại xích

Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3 với
P3 = 21,17 ( kW )
Số vòng quay đĩa xích nhỏ n3 = 209,15 ( vòng/phút )
Vì tải trọng trung bình, vận tốc thấp ( dưới 15 m/s ) nên dùng xích con lăn.
2.2. Xác định các thông số của bước xích và bộ truyền

Bảng 5.4 trang 80 [1], với ux = 2, chọn số đĩa xích nhỏ z1 = 27 , do đó số răng đĩa xích lớn

z2 = z1 .ux = 27 .2 = 54 < zmax = 120
Công suất tính toán :
Pt = P3 .k .kz .kn = 21,17 .1,16 .0,92 .0,95 = 21,46 ( kW )

Trong đó :
Bảng 5.6, trang 82, [1] áp dụng công thức 5.4, trang 81, ta có :
k = k0 .ka .kđc .kbt .kbt .kđ .kc = 1 .1 .1 .0,8 .1 .1,45 = 1,16
Với :
k0 = 1 : Đường tâm cảu xích làm với phương nằm ngang một góc < 600
ka = 1 : Khoảng cách trục a = 30p
kđc = 1 : Điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích
8


kbt = 0,8 : Môi trường không bụi, bôi trơn tốt ( bảng 5.6, trang 82 )
kđ = 1 : Tải trọng êm
kc = 1,45 : Làm việc 3 ca
z1 = 27 ⇒ kz = = 0,92
với n01 = 200 ( vòng/phút )
kn = = = 0,95
Chọn bộ truyền xích 3 dãy , với kd = 2,5 , suy ra công suất tính toán sẽ là :
Pd = = = 8,584 ( kW )
Theo bảng 5.5 , trang 81, [1] với n01 = 200 ( vòng/ phút ) và pd vừa tính ta có bước xích
pc = 25,4 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn
Pd < [ P ] = 11 ( kW )
Khoảng cách trục a = 30p = 30 .25,4 = 762 mm

Theo công thức 5.12, trang 85, số mắt xích :
x = + + = + + = 101,11
Lấy số mắt xích chẵn x = 102, tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 trang 85

[1]
a = 0,25. p
a = 0,25 .25,4
a = 6,35 .( 61,5 + 60,28 ) = 773,303 mm

9


Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng :
∆a = ( 0,002 ÷ 0,004 )a = 0,002 .773,303 = 1,54
⇒ a = 773,303 – 1,54 = 772 mm
Số lần va đập của xích : theo công thức 5.14 trang 85, [1] ta có :
i = = = 3,69 < [ i ] = 30
2.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

Theo công thức 5.15 trang 85, [1] ta có :
s=
Theo bảng 5.2, trang 78, [1] thì tải trọng phá hỏng Q = 170,1 N và khối lượng 1 mét
xích là q = 7,5 kg
kđ = 1,2 : ứng với tải trọng làm việc va đập nhẹ
v = = = 2,39 (m/s )
Lực vòng Ft = = = 8857,74( N )
Lực căng do lực ly tâm Fv = q .v2 = 7,5 .2,392 = 42,84 (N )
Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
F0 = 9,81 .kf .q .a =9,81 .4 .7,5 .0,772 = 227,2 ( N )
Trong đó kf = 4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc < 400 , vì thế
s = = = 15,6
Theo bảng 5.10 trang 86, [1] với n01 = 200 ( vòng/phút ) và s > [s] = 8,2
Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
10

2.4. Xác định thông số đĩa xích
Đường kính xích : theo công thức 5.17 trang 86, [1] ta có :
d1 = = = 218,8( mm )
d2 = = = 436,8( mm )

Đường kính vòng đỉnh răng
da1 = p = 25,5 = 230 ( mm )
da2 = p = 25,4 = 448,8 ( mm )
r = 0,5024d1 + 0,05 = 0,5024 .15,88+ 0,05 = 8,02 (mm)
với d1 = 15,88 ( mm ) tra bảng 5.2 trang 78
df1 = d1 – 2r = 21,88 – 2.8,02 = 202,76 ( mm )
df2 = d2 – 2r = 436,8 – 2.8,02 = 420,76 ( mm )
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc xích theo công thức 5.18 trang 87, [1]
σH1 = 0,47.
Với :
Ft = 8857,74 ( N ) : lực vòng
kr = 0,276 : hệ số ảnh hưởng số răng xích
Kđ = 1,2 : hệ số tải trọng động ( tải động, va đập )
Fvđ1 = 13.10-7 .n3 . p3 .m = 13.10-7 .209,15 .25,4 .3 = 13,36 ( N ) : lực va đập trên m dãy
xích
11


E = 2,1.105 ( Mpa )
A = 450 ( mm2 ) diện tích của bản lề ( Theo bảng 5.12, trang 87, [1] )
⇒ σH1 = 0,47. = 348,02( MPa )
Vậy σH1 = 348,02( MPa ) < [σH ] Vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 210 sẽ
đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = 600 (MPa) sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc

cho răng đĩa xích .
2.5. Xác định lực tác dụng lên trục

Áp dụng công thức 5.20 , trang 88 , [1] ta có lực tác dụng lên trục :
Fr = kx .Ft = 1,15 . 8857,74 = 10186,4 ( N )
Với :
kx = 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 400
Lực vòng Ft = 8857,74 ( N )
Lực căng do lực ly tâm Fv = q. v2 = 7,5 .2,392 = 42,84 (N )
Trong đó kf = 4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc < 400
Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
F0 = 9,81 .kf .q .a =9,81 .4 .7,5 .0,772 = 227,2 ( N )
Bảng thông số của xích
Thông số

Giá trị

Số mắt xích

x = 102

Khoảng cách trục

a = 772 ( mm )

Số lần va đập của xích

i = 3,69
12

Đường kính vòng chia đĩa xích

d1 = 218,8 ( mm )

d2 = 436,8( mm )

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích

da1 = 230( mm )

da2 = 448,8 ( mm )

Lực tác dụng lên trục

Fr = 10186,4 ( N )

Lực căng do lực ly tâm

Fv = 42,84 ( N )

Lực căng do trọng lượng nhánh
xích bị động sinh ra

F0 = 227,2 ( N )

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
3.1. Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở
đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.

Theo bảng 6.1 (trang 92, [1]), chọn:
- Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có σ b1 = 850 (MPa),
σch1 = 580 (MPa). Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245.
- Bánh lớn: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có σ b2 = 750 (MPa),
σch2 = 450 (MPa). Chọn độ rắn bánh lớn HB2 = 230.
3.2. Tính toán cấp nhanh
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
Các thông số đầu vào: P1 = 23,14 kW
n1 = 2930 vg/ph
u1 = 4,49
T1 = 75422,18 Nmm
3.2.1. Xác định ứng suất cho phép
3.2.1.1. Tính ,
Theo bảng 6.2 (trang 94, [1]) với thép C45.

13


3.2.1.2. Tính NHO, NFO
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO (CT 6.5, trang 93, [1]):

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO (trang 93, [1]):

3.2.1.3 Tính NHE, NFE, KHL, KFL
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NHE, NFE ( CT 6.7 và 6.8, trang 93, [1]):

- Bánh nhỏ:

- Bánh lớn:

Với c là số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng, vì có hai bánh
răng ăn khớp nên c =1; mF = 6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn khi độ rắn mặt
răng HB ≤ 350
Suy ra NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2 do đó KHL1 = 1; KHL2 = 1
14


NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2 do đó KFL1 = 1; KFL2 = 1
3.2.1.4. Ứng suất cho phép
Như vậy theo 6.1a (trang 93, [1]), sơ bộ xác định được:

Với cấp nhanh dùng răng thẳng và NHE > NHO, KHL = 1, do đó:

Theo 6.2a (trang 93, [1]), với bộ truyền quay 1 chiều, hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
KFC =1, ta có:

3.2.1.5. Ứng suất cho phép khi quá tải
Theo 6.13 và 6.14 (trang 95 và 96, [1]):

3.2.2. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a (trang 96, [1]):

Trong đó:
Ka = 49,5 (Mpa1/3) là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
(bảng 6.5. trang 96, [1]).
ψba = 0,4 (bảng 6.6, trang 97 [1]).
ψbd = 0,53ψba(u1 + 1) = 0,53.0,4.(4,49 + 1) = 1,1 (CT 6.16 trang 97, [1]) => KHβ = 1,15
(sơ đồ 3) hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang
98, [1]).
15

Lấy aw1 = 160 (mm).
3.2.3. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun của bánh răng trụ răng thẳng được xác định theo công thức 6.17 (trang 97,
[1]):
m = (0,01÷ 0,02)aw1 = (0,01÷ 0,02).160 = 1,6 ÷ 3,2
Chọn môđun theo bảng 6.8 (trang 99, [1]): m =2,5
3.2.4. Xác định số răng , hệ số dịch chỉnh
- Theo công thức 6.19 và 6.20 (trang 99, [1]) ta có:
+ Số răng bánh nhỏ:

Chọn z1 = 23 răng
+ Số răng bánh lớn
z2 = u1.z1 = 4,49.23= 103,27 chọn z2 = 103 răng
- Tỷ số truyền thực :
- Sai lệch tỷ số truyền:

- Theo bảng 6.9 (trang 100, [1]) truyền động bánh răng thẳng với z1 = 23. Vậy hệ số
dịch chỉnh bánh nhỏ x1 = 0,5 , bánh lớn x2 = 0,5.
3.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.33 (trang 105, [1]), ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của
bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

Trong đó:
- bw là chiều rộng vành răng: bw = Ψba. aw1= 0,4.160 = 64 (mm)
- ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh rang ăn khớp. Theo bảng 6.5 (trang 96,
[1]) chọn ZM = 274 MPa1/3
16

- ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo 6.34 (trang 105, [1]):

Ở đây có: αtw là góc ăn khớp, βb là góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở. Với α = 20 o
và αtw = αt = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos0) = 20o (bảng 6.11, trang 104, [1]). Theo
6.35 (trang 105, [1]): tgβb = cosαt.tgβ = cos20.tg0 = 0 → βb = 0o
Vậy ZH = = 1,76
- Zε: Hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng, với bánh răng thẳng, Z ε xác định
như sau:

Với εα là hệ số trùng khớp ngang, tính gần đúng theo công thức 6.38b (trang 105,
[1]):

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

- KHβ = 1,2: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
- KHα = 1,09: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng do các đôi răng cùng ăn
khớp (bảng 6.14, trang 107, [1]).
Với vận tốc vòng v, tính theo công thức:
v = πdw1n1/60000 = π.57,5.2930/60000 = 8,82 (m/s)
Theo bảng 6.13 (trang 106, [1]) có v = 8,82 m/s ta chọn cấp chính xác 7
- KHv: hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp
Theo công thức 6.41 (trang 107, [1]):

T1= 75422,18 (Nmm) là momen xoắn trên trục 1
δH: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1]).
Chọn δH = 0,004

17

go: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng (bảng 6.16, trang107, [1]).
Chọn go = 47 với cấp chính xác 7 và và môđun m = 2,5
Do đó νH = 0,004.47.8,82. = 9,89 (m/s)
Suy ra

- KH: hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc: KH = KHβ.KHα.KHv = 1,2.1,09.1,18 = 1,54
Vậy

3.2.6. Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép
Theo công thức 6.1 (trang 91, [1]), ứng suất tiếp xúc cho phép:

- ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
Do HB 350 nên ZV = 0,85. = 0,85. = 1,05
- ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Với cấp chính xác động học là 78, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a = 1,25..0,63
μm, do đó ZR = 1.
- KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Với da < 700mm nên KxH =
1
Vậy theo công thức 6.1 và 6.1a (trang 91 và 93, [1]), ta có:

Ta thấy σH = 486,08 (MPa) < [σH] = 505,911 (MPa) do vậy bánh răng đủ bền theo độ
bền tiếp xúc.
3.2.7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43 và 6.44 (trang 108, [1]):

- Yε = = 0,58 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
- Yβ = 1 = 1 = 1 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng
18

- YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương

Tra bảng 6.18 (trang 109, [1]) với hệ số dịch chỉnh x1 = 0,5, x2 = 0,5 , ta có: YF1 =
3,39 ; YF2 = 3,52.
- KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFβ.KFα.KFv
KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về uốn. Tra bảng 6.7 (trang 98, [1]) chọn KFβ =1,32
KFα là hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi
tính về uốn. Theo bảng 6.14 (trang 107, [1]), với cấp chính xác về mức làm việc êm là 7
ta chọn KFα = 1,22
KFv là hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

Với νF = δF.go.v.
Trong đó δF = 0,011; go = 47 (bảng 6.15 và 6.16, trang 107, [1]).
Suy ra

Do đó KF = KFβ.KFα.KFv = 1,32.1,22.1,41 = 2,27

Vậy

Theo 6.2 và 6.2a (trang 91, [1])

[σF2] = [σF2].YR. YS .KxF = 236,57.1.1.1 = 236,57 (Mpa)
- Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:
YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln2,5 ≈ 1 (mm)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, thông thường lấy YR = 1
19

- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn: KxF = 1
do da < 400 mm.
Nhận thấy rằng
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
3.2.8. Kiểm nghiệm về quá tải
- Ứng suất tiếp cực đại:
Theo công thức 6.48 (trang 110, [1]):

Kqt là hệ số quá tải: Kqt = = 2,2

- Ứng suất uốn cực đại:
Theo công thức 6.49 (trang 110, [1]):

20


Bảng 3.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh
ST
T

Thông số hình học

Ký hiệu

Công thức

Giá trị

1

Momen xoắn

T1 (Nmm)

75422,18

2

Tỉ số truyền

u1

4,49

3

Số vòng quay

n1 (vg/ph)

2930

4

Khoảng cách trục sơ bộ

aw (mm)

161,02

5

Khoảng cách trục

aw1 (mm)

160

6

Môđun

7

Số răng

8

Hệ số dịch chỉnh

9

Góc nghiêng răng

β (độ)

cosβ = m.(z1+z2)/(2.aw1)

0

10

Góc nghiêng răng trên
hình trụ cơ sở

βb (độ)

tgβb = cosαt..tgβ

0

d1 (mm)

d1 = m.z1/cosβ

57,5

d2 (mm)

d2 = m.z2/cosβ

257,5

da1 (mm)

da1 = d1 + 2m

62,5

da2 (mm)

da2 = d2 + 2m

262,5

df1

df1 = d1 – 2,5m

51,25

df2

df2 = d2 – 2,5m

251,25

M

m = (0,01 0,02)aw1

2,5

z1

z1 = 2aw1.cosβ/[m.(u1 + 1)]

23

z2

z2 = u1.z3

103

x1 (mm)

0,5

x2 (mm)

0,5

11

Đường kính vòng chia

12

Đường kính đỉnh răng

13

Đường kính đáy răng

14

Chiều rộng vành răng

bw (mm)

bw = Ψba. aw1

15

Chiều cao răng

h (mm)

h = 2,25m

5,625

16

Góc lượn chân răng

ρ = m/3

0,83

Ρ
21

64


17

Góc profin gốc

Α

Theo TCVN 1065 - 71

20o

18

Góc profin răng

αt

αt = arctg(tgα/cosβ)

20o

19

Vận tốc vòng

v = πdw1n1/60000

8,82

v (m/s)

3.3. Tính toán cấp chậm
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
Các thông số đầu vào: P2 = 22 kW

n2 = 652,56 vg/ph
u2 = 2,06
T2 = 78321962,73 Nmm
3.3.1. Xác định ứng suất cho phép
3.3.1.1. Tính ,
Theo bảng 6.2 (trang 94, [1]) với thép C45.

3.3.1.2. Tính NHO, NFO
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO (CT 6.5, trang 93, [1]):

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO (trang 93, [1]):

3.3.1.3. Tính NHE, NFE, KHL, KFL
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NHE, NFE ( CT 6.7 và 6.8, trang 93, [1]):

- Bánh nhỏ:
22


- Bánh lớn:

Với c là số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng, vì có hai bánh
răng ăn khớp nên c = 1; mF = 6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn khi độ rắn mặt
răng HB ≤ 350
Suy ra NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2 do đó KHL1 = 1; KHL2 = 1
NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2 do đó KFL1 = 1; KFL2 = 1
3.3.1.4. Ứng suất cho phép
Như vậy theo 6.1a (trang 93, [1]), sơ bộ xác định được:

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng, do đó theo 6.12 (trang 95, [1]):

Theo 6.2a (trang 93, [1]), với bộ truyền quay 1 chiều, hệ số xét đến ảnh hưởng đặt
tải KFC = 1, ta có:

23


3.3.1.5. Ứng suất cho phép khi quá tải
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (CT 6.13, trang 95, [1]):

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (CT 6.14, trang 96, [1]):

3.3.2. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a (trang 96, [1]):

Trong đó:
Ka = 43 (Mpa1/3) là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng
6.5. trang 96, [1]).
ψba = 0,5 (bảng 6.6, trang 97 [1]).
ψbd = 0,53ψba(u2 + 1) = 0,53.0,5.(3,12 + 1) = 1,09 (CT 6.16 trang 97, [1]) => K Hβ =
1,15 (sơ đồ 3) hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7,
trang 98, [1]).

Lấy aw2 = 200 (mm).
3.3.3. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun của bánh răng trụ răng thẳng được xác định theo công thức 6.17 (trang 97,
[1]):
mn = (0,01÷ 0,02)aw2 = (0,01÷ 0,02).200 = 2 ÷ 4
Chọn môđun theo bảng 6.8 (trang 99, [1]): mn = 2,5
3.3.4. Xác định số răng, hệ số dịch chỉnh

- Theo công thức 6.19 và 6.20 (trang 99, [1]) ta có:
+ Số răng bánh nhỏ:

Chọn z1 = 39 răng
24


+ Số răng bánh lớn
z2 = u2.z1 = 3,15.39= 121,68 chọn z2 = 120 răng
- Tỷ số truyền thực :
- Sai lệch tỷ số truyền:

- Tính lại góc β
cosβ = mn.(z1+z2)/(2.aw2) = 2,5.(39 + 120)/(2.200) = 0,99 ⇒ β = 8,11o
- Theo bảng 6.9 (trang 100, [1]) truyền động bánh răng nghiêng với z1=39 >
zmin=17+2. Vậy hệ số dịch chỉnh bánh nhỏ x1 = 0, bánh lớn x2 = 0.
3.3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.33 (trang 105, [1]), ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ
truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

Trong đó:
- bw là chiều rộng vành răng: bw = Ψba. aw2 = 0,5.200 = 100 (mm)
- ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh rang ăn khớp. Theo bảng 6.5 (trang 96,
[1]) chọn ZM = 274 MPa1/3
- ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo 6.34 (trang 105, [1]):

Ở đây có: αtw là góc ăn khớp, βb là góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở. Với α = 20 o
và αtw = αt = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos8,11) = 20,19o (bảng 6.11, trang 104, [1]).
Theo 6.35 (trang 105, [1]): tgβb = cosαt.tgβ = cos20,19.tg8,11 = 0,13 ⇒ βb = 7,62o
Vậy ZH = = 1,75

- Zε: Hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng, với bánh răng thẳng, Z ε xác định
như sau:

25