thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Bản vẽ đầy đủ vui lòng comment tên bản vẽ + email ở mục Yêu cầu trên
www.banvekythuat.com


Mục lục
Phần I. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Chọn động cơ.
Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí.
Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
Phần II. Thiết kế các bộ truyền.
A). Bộ truyền trong hộp .
Chọn vật liệu.
Xác định các loại ứng suất cho phép.
Tính toán cho cấp nhanh.
Tính toán cho cấp chậm.
Bảng thông số các bộ truyền bánh răng trong hộp.
B). Bộ truyền xích.
Chọn loại xích.
Tr24
Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.
Bảng thông số bộ truyền xích.
Phần III. Thiết kế trục và chọn ổ lăn.
A). Thiết kế trục .
Sơ đồ phân tích lực của hệ dẫn động.
Giá trị của các lực ăn khớp.
Tính sơ bộ trục.
Tr30
Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực.
Xác định đ-ờng kính và chiều dài các đoạn trục.
Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi .
Tính kiểm nghiệm độ bền của then.

B). Chọn ổ lăn.
Chọn ổ lăn cho trục I.
Tr38
Chọn ổ lăn cho trục II .
Tr39
Chọn ổ lăn cho trục III.
Tr40
Phần IV. Tính toán các yếu tố của vỏ hộp v à các chi tiết khác.
Tính toán các yếu tố của vỏ hộp.
Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.
Bảng kê các kiểu lắp.
Tr44

Tr3
Tr5
Tr6
Tr8
Tr8
Tr11
Tr17
Tr23

Tr24
Tr27
Tr28
Tr28
Tr30
Tr31
Tr35
Tr37

Tr42
Tr43

Tài liệu tham khảo và tra cứu.
Đồ án đ-ợc thiết kế dựa trên các tài liệu sau đây :
+ Chi tiết máy T 1 , T 2 - Nguyễn Trọng Hiệp (1999)
+ H-ỡng dẫn hoàn thành đồ án môn học Chi tiết máy (1979)
+ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí T 1 ,T 2 - Trịnh Chất
,Lê Văn Uyển (2000)


Các số liệu đ-ợc tra trong qúa trình thiết kế và tính toán dựa trên các bảng trong
cuốn
Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí T1,T2 - Trịnh Chất ,Lê Văn Uyển
(2000)

Đồ án môn học chi tiết máy
Đề số 9:

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Sơ đồ hệ thống dẫn động:

Tmm=
1,4T 1
T2

=

0,6T 1
t1 = 2
(h)
t2 = 5
(h)
t c k = 7 (h)

Trong đó:
1. Động cơ

3. Hộp giảm tốc
2. Nối trục đàn hồi

truyền xích
5. Băng tải
Số liệu thiết kế:
1.
2.
3.
4.
5.
6.

Lực kéo băng tải :
Vận tốc băng tải :
Đ-ờng kính tang :
Tuổi thọ hệ thống :
Số ca làm việc :
Đặc tính làm việc :

F = 3000 (N)
v = 1,35 (m/s)
D = 280 (mm)
t h = 6500 (h)
Số ca = 2
Va đập nhẹ

4. Bộ


7. Góc nghiêng đ-ờng nối tâm bộ truyền ngoài :
Nhiệm vụ thiết kế:

25 0

* Bản thuyết minh về thiết kế và tính toán.
* Bản vẽ hộp giảm tốc. (Khổ A 0 )
* Bản vẽ chế tạo chi tiết. (Khổ A3)

Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động
Phần I . Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền .
1).Chọn động cơ.
a)-Tính công suất cần thiết .
Chọn động cơ điện là công việc đầu tiên của qúa trình tính toán, thiết kế máy. Nó có
ảnh h-ởng lớn
đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng nh- các bộ truyền ngoài hộp. Để
chọn đ-ợc động cơ
phải dựa trên các đặc tính và phạm vi sử dụng của chúng cùng với yêu cầu thiết kế từ
đó lựa chọn
động cơ động cơ phù hợp và kinh tế nhất.

Muốn vậy ta phải tính đ-ợc công suất cần thiết của động cơ. Công suất cần thiết của
động cơ đ-ợc
xác định theo công thức (2.8):
Pct =

Pt
(kW )


Trong đó:
P c t (kW) là công suất cần thiết trên trục động cơ .
P t (kW) là công suất tính toán trên trục máy công tác.
là hiệu suất truyền động.
Để xác định đ-ợc công suất P c t cần xác định đ-ợc công suất tính toá n
P t . Công suất tính toán đ-ợc
xác định dựa vào chế độ làm việc của hệ thống dẫn động và tính chất
của tải trọng. Theo yêu cầu
thiết kế, hệ thống dẫn động băng tải đ-ợc tính toán trong điều kiện làm
việc lâu dài và tải trọng tác
dụng thay đổi theo chu kỳ. Do đó ta coi động cơ làm việc với công suất
t-ơng đ-ơng không đổi
(thay thế cho quá trình làm việc của động cơ lúc quá tải, lúc non tải)
đ-ợc tính theo công thức (2.13)


2

Pi
t
. 2 i (kW )

Ptd = P1 .
i =1 P1
ti
2

Pt = Ptd



với


i =1

Trong đó:
Ptd (kW) là công suất t-ơng đ-ơng của động cơ.
P 1 (kW) là công suất lớn nhất trong công suất tác dụng lâu dài
trên trục máy công tác.
P i (kW) là công suất tác dụng lâu dài trong thời gian ( t i ) .
Theo biểu đồ tải trọng ta thấy thời gian mở máy là rất nhỏ (3s) do đó
không coi là công suất tác dụng
lâu dài trên trục máy công tác, nên ta có:
2

P1
P
.t 1 + 2
P1
P1
Ptd = P1 .

t1 + t 2

Từ biểu đồ tải trọng ta có:

2


.t 2

(kW )

T 2 =0,6T 1 => P 1 >P 2
P1 = Plv =

Vậy ta có theo công thức (2.11):

F.v
(kW )
1000

Với :
F=3000(N) là lực kéo băng tải.
v=1,35(m/s) là vận tốc băng tải.
=>

P1 =

3000 .1,35
= 4,05 (kW )
1000

Ta lại có:
P2 T2
=
= 0,6
P1 T1

và

t 1 = 2(h)

t 2 = 5(h)
Vậy ta có công suất t-ơng đ-ơng là:
2

P1
P
.t 1 + 2
P1
P1
Ptd = P1 .
t1 + t 2

=>

;

t c k = t 1 +t 2 = 2+5 = 7(h)

2

.t 2
(1)2 .2 + (0,6)2 .5 = 2,984 (kW )

= 4,05 .
2+5

P t = P t d =2,984(kW)

Mà hiệu suất truyền động ( ) đ-ợc tính dựa trên hiệu suất các bộ
truyền trong hệ thống dẫn động
theo công thức (2.9):
= k . o l . b r 1 . b r 2 . x
Trong đó trị số hiệu suất của các loại bộ
truyền và ổ đ-ợc tra trong bảng 2 -3
(Tr.19 )


k 1 là hiệu suất bộ truyền khớp nối trục
từ trục động cơ sang trục I.
o l =(0,99) 4 là hiệu suất các cặp ổ lăn đ-ợc làm
việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi
trơn. ở đây, sử dụng 4 cặp ổ lăn trên
các trục, mỗi cặp ổ có hiệu suất riêng
là ( * o l =0,99)
b r 1 =0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn
(cấp nhanh)
b r 2 =0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng

nghiêng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn
(cấp chậm)
x = 0,96 là hiệu suất bộ truyền xích làm việc trong đi ều kiện che
kín đủ dầu bôi trơn.
Vậy ta có:
=>
= k . o l . b r 1 . b r 2 . x = 1. 0.99 4 . 0,97. 0,97. 0,96 = 0,8677.
= 0,8677
Pct =

Pt
2,984
=
= 3,44 (kW )
0,8677

P c t =3,44(kW)
b)-Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.
*) Chọn sơ bộ tỉ số truyền.
Dựa vào bảng 2.4 (TR.21,TTTKHTDĐCK-T1) chọn:
Tỉ số truyền của bộ truyền xích u n = 2 (lần).
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc u h = 15 (lần).
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: u s b = u h .u n = 2.15=30
(lần).
*) Số vòng quay trên trục băng tải tính theo công thức (2.16):
n lv =

60.v v

.D p

Trong đó:
v = 1,35(m/s) vận tốc băng tải.
D = 280(mm) = 0,28(m) đ-ờng kính tang quay của băng tải.
=>

n lv =

60 .v 60 .1,35
=
= 92 v ;
p
.D
.0,28

Vậy số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là:
=> n c t = n l v .u s b = 92.30 = 2760(v/p) ;
n c t = 2760(v/p)
Chọn đ-ợc số vòng quay đồng bộ của động cơ là:
nđb=
3000(v/p)
*) Chọn động cơ.
Dựa trên các yêu cầu của động cơ về momen mở máy v à công suất
cần thiết để đảm bảo động cơ


làm việc tốt là:

Pđc Pct

nđb nct
Tmm
T
= 1,4 k
T
Tdn

Với T là momen tải trọng lớn nhất T=T 1 .
Tra trong các bảng P 1.2; P 1.2; P 1.3 với động cơ đồng bộ là
3000(v/p) ta chọn đ-ợc động cơ
điện K do nhà má y Động cơViệt-Hung chế tạo với kiểu động cơ
K132S2 có các thông số sau:
Công suất Vận tốc
(kW)
(v/p)
4,0

2890

Cos

I K /I d n

0,90

6,8

T K /T d n
2,5

Đ/k trục
Khối l-ợng
động
(kg)
cơ (mm)
32
60

2).Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí.
Tính toán hệ thống dẫn động cơ khí theo các thông số của động cơ
điện chọn đ-ợc
*)-Xác định tỉ số truyền u t của hệ thống dẫn động.
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động đ-ợc xác định bằng tỉ số của số vòng quay
đầu vào của bộ
truyền và số vòng quay đầu ra của bộ truyền
ut =

n dc
(lần)
n lv

Với: n d c = 2890(v/p) là số vòng quay của động cơ điện chọn đ-ợc.
n l v = 92(v/p) là số vòng quay trên trục băng tải.
=>

ut =

n dc 2890
=
= 31,52 (lần);

n lv
92

u t = 31,52(lần)

*)-Phân phối tỉ số truyền u t của hệ thống dẫn động cho các bộ truyền.
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động đ-ợc phân phối cho bộ truyền
trong hộp giảm tốc và bộtruyền
ngoài (bộ truyền xích & bộ truyền khớp).
ut = uh.un = 31,52 (lần)
Tỉ số truyền của bộ truyền khớp là:
uk 1(lần)
Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là:
ux = 2,5(lần)
Vậy ta có tỉ số truyền của hộp giảm tốc là:
uh =

ut
ut
31,52
=
=
= 12,6 (lần)
u n u k .u x 1.2,5

Đây là hộp giảm tốc khai triển, tính toán theo điều kiện bôi trơn và
yêu cầu thể tích hộp nhỏ nhất


có thể đ-ợc. Do đó chọn tỉ số truyền của cấp nhanh ( u 1 ) lớn hơn tỉ số

truyền của cấp chậm ( u 2 ).
Ta dùng công thức thực nghiệm sau:
u 1 = (1,2 1,3)u 2
=> u h = u 1 .u 2 = (1,2 1,3)u 2 . u 2 = (1,2 1,3) (u 2 ) 2 = 12,6(lần)
=> u 2 = (3,1 3,24) chọn u 2 = 3,17(lần)
=> u 1 = (1,2 1,3)u 2 = (3,804 4,121) chọn u 1 = 4,121(lần)
Vậy ta có tỉ số truyền thực của hộp giảm tốc là:
u h = u 1 .u 2 = 3,17 . 4,121 = 13,06 ( lần)
Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là :
ux =

ut
31,52
=
= 2,413 (lần)
u h .u k 13,06 .1

u 1 = 4,121 (lần)
u 2 = 3,17 (lần)
u x = 2,413 (lần)
3).Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết P c t của động cơ ta tính
đ-ợc công suất, momen,
và số vòng quay trên các trụ c của hệ thống dẫn động nh- sau:
a).Trên trục động cơ:
Số vòng quay: n đ c = 2900(v/p)
Công suất trên trục động cơ là công suất
cần thiết:
P c t = 3,44(kW)
Momen xoắn:

Tdc = 9,55.10 6.

Pct
3,44
=
.9,55.10 6 = 11367 ( Nmm )
n dc 2890

b).Trên trục 1:
Số vòng quay: n 1 = n dc = 2890 = 2890 (v / p)
uk

1

Công suất trên trục:
P 1 = P c t . k . o l
= 3,44.1.0,99 = 3,4(kW)
Momen xoắn trên trục:

T1 = 9,55 .10 6.

P1
3,4
=
.9,55 .10 6 = 11235 ( Nmm )
n 1 2890

c).Trên trục 2:
Số vòng quay: n 2 = n 1 = 2890 = 701,3(v / p)
u1

Công suất trên trục:
Momen xoắn trên trục:

4,121

P 1 = P 1 . b r 1 . o l = 3,4.0,97.0,99 = 3,269(kW)
T2 = 9,55 .10 6.

P2 3,269
=
.9,55.10 6 = 44516 ( Nmm )
n 2 701,3

d).Trên trục 3:
Số vòng quay: n 3 = n 2 = 701,3 = 221,23(v / p)
u2

3,17


Công suất trên trục:
3,14(kW)
Momen xoắn trên trục:

P 1 = P 2 . b r 2 . o l = 3,269.0,97.0,99 =
T3 = 9,55.10 6.

P3
3,14

=
.9,55.10 6 = 135547 ( Nmm )
n 3 221,23

e).Trên trục công tác:
Số vòng quay: n lv = n 3 = 221,23 = 92(v / p)
ux

Công suất trên trục:
Momen xoắn trên trục:

2,413

P l v = P 3 . x . o l = 3,14.0,96.0,99 = 2,98(kW)
Tlv = 9,55.10 6.

Plv 2,98
=
.9,55.10 6 = 309337 ( Nmm )
n lv
92

Từ kết quả tính toán ở trên ta có bảng thông số sau:
Trục
Động cơ

T.số
u(lần)
P(kW)
n(v/p)

T(Nmm)

1
3,44
2890
11367

1

2

3

Công tác

4,121
3,17
2,413
3,4
3,269
3,14
2,98
2890
701,3
221,23
92
11235
44516
135547
309337

Phần II . Thiết kế các bộ truyền.
A).Bộ truyền trong hộp.
I)Chọn vật liệu.
Theo yêu cầu thiết kế và tính toán động cơ ở trên thì đây là hộp giảm tốc bánh
răng hai cấp công
suất trung bình. Do cặp bánh răng cấp nhanh chịu tải nhỏ hơn cặp bánh răng cấp
chậm, nên ta phải
chọn vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh có cơ tính kém hơn vật liệu cặp bánh răng
cấp chậm, để
tránh lãng phí.Tuy nhiên, do chỉ sản xuất loạt nhỏ, để đơn giản cho việc cung cấp vật
liệu chế tạo,
cũng nh- công nghệ chế tạo bánh răng ta có thể chọn chung loại vật liệu cho cả hai
cấp nh- nhau.
Theo yêu cầu thiết kế với vận tốc băng tải v = 1,35(m/s) và tải F=3000(N) ta chọn
vật liệu thông
th-ờng (nhóm I) có độ rắn HB 350. Bánh răng đ-ợc th-ờng hoá hoặc tôi cải thiện.
Theo bảng 6.1(Tr. 92,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đ-ợc loại vật liệu cho cả bánh
dẫnvà bánh bị dẫn
nh- sau:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285
Giới hạn bền: b = 850(MPa)
Giới hạn chảy: ch = 580(MPa)
II)Xác định các loại ứng suất cho phép.(sơ bộ)


Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng làm việc trong điều
kiện che kín
đủ dầu bôi trơn, do đó dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng. Đó là các phá hỏng
mỏi do tác dụng

dài hạn của ứng suất tiếp xúc thay đổi có chu kỳ gây ra. Ngoài ra, răng có thể bị biến
dạng d- gẫy dòn
lớp bề mặt hoặc phá huỷ tĩnh ở chân răng do quá tải. Do vậy ta xác định ứng suất
cho phép và kiểm
nghiệm nó.
1.
ứng suất tiếp xúc cho phép H .
ứng suất tiếp xúc cho phép H đ-ợc xác định theo công thức (6.1):




H = H lim .Z R .Z v .K xH .K HL
o

SH

Trong đó:
-

ZR
Zv
KxH
oHlim
SH
KHL

Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Hệ số xét đến ảnh h-ởng của vận tốc vòng.
Hệ số xét đến ảnh h-ởng của kích th-ớc bánh răng.

ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh h-ởng của thời gian phục
vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
Với b-ớc tính sơ bộ lấy ZR.Zv.KxH = 1
Hệ số KHL đ-ợc xác định
theo công thức (6.3):
K HL = m H

N HO
N HE

Trong đó:
-

mH Bậc của đ-ờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc,
với độ rắn mặt răng HB 350 ta có mH=6
- NHO Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NHO=30.(HHB)2,4
- HHB Độ rắn Brinen
- NHE Số chu kì thay đổi ứng suất t-ơng đ-ơng.
ứng với tr-ờng hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE đ-ợc tính theo công thức
(6.7) :



N HE = 60 .c.

Ti

Tmax

3


.n i .t i


Trong đó:
-

Ti , ni , ti : lần l-ợt là momen xoắn số vòng quay và số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- Tmax : momen xoắn lớn nhất.
- c : số lần ăn khớp trong một vòng quay(c=1)
Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB 241 285)
Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có:


oHlim=2.HB+70 ; SH=1,1
Do bánh răng dẫn quay nhanh, nên số chu kì chịu tải lớn dẫn đến mòn nhanh, theo
thuyết sức bền
đều ta nhiệt luyện bánh dẫn có độ rắn lớn hơn bánh bị dẫn.
H1H2 +(1015)HB
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=265 ,độ rắn bánh lớn HB2=255
ứng suất tiếp xúc cho phép.
oHlim1=2.HB1+70=2.265+70=600(MPa)
oHlim2=2.HB2+70=2.255+70=580(MPa)
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở.
NHO1=30.(HHB1)2,4=30.(265)2,4=1,96.107

NHO2=30.(HHB2)2,4=30.(255)2,4=1,79.107
Do cơ tính vật liệu bánh dẫn tốt hơn vật liệu bánh bị dẫn => NHE1 > NHE2
Vậy ta chỉ cần xác định NHE2 :



N HE 2 = 60 .c.n 2 .t h .

Ti

Tmax

3


t
. i
ti




5
2
N HE 2 = 60 .1.703 ,7.6500 13. + 0,6 3. = 1,159=
.10 8
7
7

=> NHE2>NHO2 =1,79.107 => NHE1>NHO1 =1,96.107

Do đ-ờng cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NHO có dạng gần đúng là
một đ-ờng thẳng
song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay
đổi.Vì vậy ta
lấy NHE=NHO để tính, do đó KHL=1.
=> NHE2= NHO2 ; NHE1 = NHO1
=> KHL= KHL1= KHL2=1
Thay các giá trị KHL,ZR.Zv.Kx vào công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép ta có:








H = H lim .Z R .Z v .K xH .K HL = H lim .1.1 = H lim
H 1

o

o

SH
SH
o

600
= H lim1 =
= 545 ,45 ( MPa )

SH
1,1

H 2 = H lim 2
o

SH

=

o

SH

580
= 527 ,27 ( MPa )
1,1

Cấp nhanh sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép
là:
Hn = H2 = 527,27(MPa)
Cấp chậm sử dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng do đó ứng suất tiếp xúc cho
phép là:
Hc =(H1 +H2)/2= (545,45+527,27)/2=536,36(MPa)<1,25H2
ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép là: Hmax=2,8.ch=2,8.580=1624(MPa)


2.

ứng suất uốn cho phép F .

ứng suất uốn cho phép F đ-ợc xác định theo công thức (6.2):




F = F lim .YR .Ys .K xF .K FC .K FL
o

SF

Trong đó:
- YR
Hệ số xét đến độ nhám của mặt l-ợn chân răng.
- Ys
Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
.
- KxF Hệ số xét đến ảnh h-ởng của kích th-ớc bánh răng tới độ
bền uốn.
- KFC Hệ số xét đến ảnh h-ởng đặt tải bộ truyền quay một chiều
KFC=1
- oFlim ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
- SF
Hệ số an toàn khi tính về uốn
- KFL Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh h-ởng của thời gian phục
vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
Với b-ớc tính sơ bộ lấy YR.Ys.KxF = 1
Hệ số KHL đ-ợc xác định theo công thức (6.4):
K FL = m F

N FO

N FE

Trong đó:
-

mF Bậc của đ-ờng cong mỏi khi thử về uốn,
với độ rắn mặt răng HB 350 ta có mF=6
- NFO Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
NFO=4.106
- NFE Số chu kì thay đổi ứng suất t-ơng đ-ơng.
ứng với tr-ờng hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE đ-ợc tính theo công thức



N FE = 60 .c.

Ti

Tmax





mF

.n i .t i

(6.8):
Trong đó:

-

Ti , ni , ti : lần l-ợt là momen xoắn số vòng quay và số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- Tmax : momen xoắn lớn nhất.
- c : số lần ăn khớp trong một vòng quay(c=1)
Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB 241 285)
Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có:
oFlim=1,8HB ; SF=1,75
ứng suất uốn cho phép.
oFlim1=1,8.HB1=1,8.265=477(MPa)


oFlim2=1,8.HB2=1,8.255=459(MPa)
Do cơ tính vật liệu bánh dẫn tốt hơn vật liệu bánh bị dẫn => NFE1 > NFE2
Vậy ta chỉ cần xác định NFE2 :



N FE2 = 60 .c.n 2 .t h .

Ti

Tmax





mF

.

ti

t

i

5
2
N FE2 = 60 .1.703 ,7.6500 16. + 0,6 6. = 8,756=.10 8
7
7

=> NFE2>NFO2 =4.106 => NFE1>NFO1 =4.106
Do đ-ờng cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NFO có dạng gần đúng là
một đ-ờng thẳng
song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn không thay
đổi.Vì vậy ta lấy
NFE=NFO để tính, do đó KFL=1.
=> NFE2= NFO2 ; NFE1 = NFO1
=> KFL= KFL1= KFL2=1
Thay các giá trị KFL,KFC, YR.Ys.KxF vào công thức tính ứng suất uốn cho phép ta

F = F lim .YR .Ys .K xF .K FCK FL = H lim .1.1.1 = F lim
F 1

o

o

SF
SH
o

477
= F lim1 =
= 272 ,57 ( MPa )
SF
1,75

o

SF

có:
ứng suất uốn quá tải cho phép là: Fmax=0,8.ch=0,8.580=464(MPa)
III)Tính toán cho cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Khoảng cách trục aw đ-ợc xác định theo công thức(6.15a):

F 2 = F lim 2

o

SF

=

459
= 262 ,28 ( MPa )
1,75

a w = K a .(u + 1).3

T.K H

H 2 .u. ba

(1)

Trong đó:
Ka Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .
T Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm).
H ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh (MPa).
u
Tỉ số truyền.
KH Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc.
ba Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục
aw .

ba=bw/aw

Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng
(thép-thép) và loại


răng thẳng ta có: Ka=49,5
Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các ổ
trong hộp giảm
tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H1 và H2 350HB chọn ba1=
0,25.
Với u = u1= 4,121 => bd1 = 0.53ba1.(u1+1) = 0,53.0,25.(4,121+1) = 0,678
Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với bd1 = 0,678 và sơ đồ 3 chọn
KH = 1,07.
T = T1 = 11235(Nmm)
H = Hn = 527,27(MPa)
Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có:
a w1 = K a .(u 1 + 1).3

T1 .K H



2
H n .u 1 . ba1

= 49 ,5.(4,121 + 1).3

11235 .1,07
= 88,1(mm )
527 ,27 2.4,121 .0,25

Lấy aw1=90(mm).
2. Xác định các thông số ăn khớp.
a) Chọn mođun.
Từ khoảng cách trục aw1 ta xác định đ-ợc mođun theo công thức (6.17):
m1 = (0,010,02).aw1=(0,010,02).90==(0,91,8) (mm)
Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn đ-ợc mođun theo tiêu chuẩn là:
m1= 1,5
b) Xác định số răng và tỉ số truyền thực.
Tổng số răng zt :
z t = z1 + z 2 =

2.a w1 2.90
=
= 120 (răng) mà z2 = u1.z1
m1
1,5

Vậy số răng bánh nhỏ z1:
z1 =

zt
120
=
= 23,43 (răng)
(u 1 + 1) 4,121 + 1

Chọn số răng bánh nhỏ là: z1 = 23(răng)
Vậy số răng bánh lớn là:
z2 = 120-23 = 97(răng)
Suy ra tỉ số truyền thực là: um1 = z2/z1 = 97/23 = 4,217 (lần)

Sai số tỉ số truyền là:
u = um1- u1 = 4,217-4,121 =0,096
=>
u = u.100%/ u1 = 0,096.100%/4,121 = 2,34%
Với u = 2,34%<4% bộ truyền đ-ợc đảm bảo.
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện
sau:
H =Z M .Z H .Z .

2T1 .K H .(u m1 + 1)
b w1 .u m1 .d 2w1

H

(2)

Trong đó:
ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra đ-ợc ZM =
274(MPa1/3)
ZH Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.


Z Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
KH Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
dw1 Đ-ờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
bw1 Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
H ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)
T1 Momen xoắn trên trục T1= 11235(Nmm)

um1 Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp nhanh um1 = 4,217 (lần)
+) Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH đ-ợc xác định theo công thức
(6.34):
ZH =

2. cos b
sin 2 tw

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở b đ-ợc xác định theo công thức :
b = arctg(cost1.tg)
Góc prôfin răng t đ-ợc xác định nh- sau:
t1 = arctg(tg/cos)
Trong đó:
- Góc prôfin gốc xác định theo TCVN 1065 71, =20
- Góc nghiêng răng =0.
=> t1 = = 20,b= = 0
Góc ăn khớp tw đ-ợc xác định theo công thức:
tw1 = arccos[(a1.cost1)/aw1]
Do bánh răng trụ răng thẳng nên khoảng cách trục chia a1:a1= aw1= 90mm
=> tw1 = 20
ZH =

Vậy:

2. cos b
2. cos 0
=
= 1,764
sin 2 tw1
sin 2(20 )

+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Z đ-ợc xác định theo công thức (6.36a):
4
3

Z =

vì hệ số trùng khớp dọc = bw1.sin/(m1.) = 0

Với hệ số trùng khớp ngang:

1
1
= 1,88 3,2 +

z1 z 2

=>

Z =



1
1
. cos = 1,88 3,2 + .1 = 1,708
23 97

4
4 1,708
=
= 0,874
3
3

+) Đ-ờng kính vòng lăn bánh chủ động dw1:
d w1 =

2.a w1
2.90
=
= 34,5(mm )
u m1 + 1 4,217 + 1

+) Bề rộng vành răng bánh chủ động bw:
bw1= aw1.ba1= 90.0,25 = 22,5(mm). Chọn bw1= 23(mm)
+) Vận tốc vòng v1:
v1 =

.d w1 .n 1 .34 ,5.2890
=
= 5,22 ( m / s)
60000
60000

+) Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH đ-ợc xác định theo công thức (6.39):

KH= KH.KH.KHv
Trong đó:
- KH Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời
ăn khớp khi tính về tiếp xúc. Với bánh răng thẳng KH=1
- KH Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi
tính về tiếp xúc. Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng
với
bd1 = 0,678 và sơ đồ 3 chọn đ-ợc KH = 1,07.
- KHv Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về tiếp xúc
Xác định hệ số KHv theo công thức (6.41):
K Hv = 1 +

H .b w1 .d w1
2.T1 .K H .K H

Trong đó:
H = H .g o .v1 .

a w1
u m1

(6.42)

H Hệ số xét đến ảnh h-ởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15
ứng với
HB1,HB2<350HB và loại răng thẳng không vát đầu ta đ-ợc trị số
H=0,006.

- go Hệ số kể đến ảnh h-ởng của sai lệch các b-ớc răng bánh 1 và
bánh 2
- v1 Vận tốc vòng của bánh răng (m/s).
-

ứng với v1=5,22(m/s) theo bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn
đ-ợc cấp
chính xác 8.Vậy theo bảng6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đ-ợc
go=56.
=> H = H .g o .v1 .
Vậy:

K Hv = 1 +

a w1
90
= 0,006 .56 .5,22 .
= 8,1
u m1
4,217

H .b w1.d w1
8,1.23 .34,5
= 1+
= 1,267
2.T1.K H .K H
2.11235 .1,07 .1

=>
KH= KH.KH.KHv= 1,07.1.1,267 = 1,356

+) Tính chính xác H:
Với v1 = 5,22(m/s) và độ rắn mặt răng HB<350 hệ số xét đến ảnh h-ởng của
vận tốc vòng
đ-ợc xác định nh- sau:
Zv= 0,85.v0,1 = 0,85.(5,22)0,1=1,003
Với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó cần
gia công
bề mặt đạt độ nhám Ra= 2,5 .. 1,25(m) => ZR=0,95


Đ-ờng kính đỉnh răng:
da1= dw1+2.m = 34,5+2.1,5 =37,5(mm)<700(mm)
=> KxH = 1
Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:
H = H.ZR.Zv.KxH = 527,27.0,95.1,003.1 =502,4(MPa)
Thay các giá trị tính đ-ợc ở trên vào công thức (2) ta có:
H = Z M .Z H .Z .

2T1 .K H .(u m1 + 1)

2.11235 .1,356 .(4,217 + 1)
23 .4,217 .34,5 2

= 274 .1,764 .0,874 .

b w1 .u m1 .d 2w1

H = 495 ,7(MPa ) H = 502 ,4(MPa )

=> ứng suất tiếp xúc tính toán chênh lệch so với H khoảng 1,35% và đảm bảo

đủ bền.
Có thể giảm chiều rộng vành răng theo công thức sau:
2

2


495 ,7
b w1 = ba1 .a w1 . H = 0,25 .90 .
= 21,9(mm )



502 ,4
H

Chọn bw1=22(mm)
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đ-ợc
v-ợt quá
giá trị cho phép (theo công thức (6.43),(6.44)):
F1 =

F2 =

2T1 .K F .Y .Y .YF1
b w1 .d w1 .m

F1 .YF2
F2

YF1

F1

(3)

(4)

Trong đó:
Y Hệ số xét đến độ nghiêng của răng , với răng thẳng Y=1.
Y Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
YF1 Hệ số dạng răng của bánh 1.
YF2 Hệ số dạng răng của bánh 2.
KF Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
dw1 Đ-ờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
bw1 Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
F1 ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 (Mpa)(tính chính xác)
F2 ứng suất uốn cho phép của bánh răng 2 (Mpa)(tính chính xác)
T1 Momen xoắn trên trục T1= 11235(Nmm)
+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y đ-ợc xác định nh- sau:
Y=1/ với =1,708 (tính đ-ợc ở trên)
=> Y=1/=1/1,708=0,585
+) Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF1, YF2:
Số răng t-ơng đ-ơng đ-ợc xác định theo công thức sau:
z v1 =

z1
cos
3

;

z v2 =

Do đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng lên:

z2
cos 3

zv1= z1= 23 ; zv2= z2= 97


Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnh
bằng x = 0 và:
Số răng t-ơng đ-ơng zv1= 23 => YF1= 4
Số răng t-ơng đ-ơng zv2= 97 => YF2=3,6
+) Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF đ-ợc xác định theo công thức(6.45):
KF= KF.KF.KFv
Trong đó:
- KF Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn. Với bánh răng thẳng KF=1
- KF Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi
tính về uốn. Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với
bd1 = 0,678 và sơ đồ 3 chọn đ-ợc KH = 1,17.
- KFv Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn
Xác định hệ số KFv theo công thức(6.46):
K Fv = 1 +

F .b w1 .d w1
2.T1 .K F .K F

Trong đó:
a w1
u m1

F = F .g o .v 1 .

(6.47)

F Hệ số xét đến ảnh h-ởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15
ứng với
HB1,HB2<350HB và loại răng thẳng không vát đầu ta đ-ợc trị số
F=0,016.
- go Hệ số kể đến ảnh h-ởng của sai lệch các b-ớc răng bánh 1 và
bánh 2, go=56
- v1 Vận tốc vòng của bánh răng v1= 5,22 (m/s).
-

=> F = F .g o .v1 .
Vậy:

a w1
90
= 0,016 .56 .5,22 .
= 21,6
u m1
4,217

K Fv = 1 +

F .b w1 .d w1
21,6.23 .34,5
=1+
= 1,652
2.T1 .K F .K F
2.11235 .1,17 .1

=> KF= KF.KF.KFv = 1,17.1.1,652 = 1,933
+) Tính chính xác F1:
Với m1 = 1,5(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
đ-ợc xác định:
=>
Ys=1,08-0,0695ln(1,5)=1,052
Hệ số xét đến ảnh h-ởng của độ nhám mặt l-ợn chân răng th-ờng bánh răng
phay thì YR=1
Đ-ờng kính đỉnh răng da1= 37,5(mm)<700(mm) => KxF = 1
Vậy ứng xuất uốn cho phép là:


F1 = F1.YR.Ys.KxF = 272,57.1.1,052.1 =286,74(MPa)
+) Tính chính xác F2:
Với m1 = 1,5(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
đ-ợc xác định:
=>
Ys=1,08-0,0695ln(1,5)=1,052
Hệ số xét đến ảnh h-ởng của độ nhám mặt l-ợn chân răng th-ờng bánh răng
phay thì YR=1

Đ-ờng kính đỉnh răng da1= 145,5(mm)<700(mm) => KxF = 1
Vậy ứng xuất uốn cho phép là:
F2 = F2.YR.Ys.KxF = 262,28.1.1,052.1 =275,92(MPa)

Thay các giá trị tính đ-ợc ở trên vào công thức (3)&(4)ta có:

F2

2.T1 .K F .Y .Y .YF1

2.11235 .1,933 .0,585 .1.4
=
= 89 ,27 F1 = 286 ,74 ( MPa )
b w1 .d w1 .m
22 .34 ,5.1,5
.Y
89,27 .3,6
= F1 F2 =
= 80,343 F2 = 275 ,92(MPa )
YF1
4

F1 =

Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cố bất
th-ờng).
Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
cực đại

Với hệ số quá tải:
K qt =

Tmax Tmm
=
= 1,4
T
T

Trong đó :
T Momen xoắn danh nghĩa.
Tmax Momen xoắn quá tải.
Tmm Momen mở máy.
+) Để tránh biến dạng d- hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
không đ-ợc
v-ợt quá một giá trị cho phép (6.48):
H max = H K qt H max

Với các giá trị đ-ợc tính ở trên:
H = 495,7(MPa)
Hmax =1624(MPa)
=> H max = H K qt = 495 ,7. 1,4 = 598 ,52 H max
+) Để đề phòng biến dạng d- hoặc phá hỏng tĩnh mặt l-ợn chân răng, ứng suất
uốn cực đại tại


mặt l-ợn chân răng không v-ợt quá giá trị cho phép(6.49):
F max = F K qt F max

Với các giá trị đ-ợc tính ở trên:

F1 = 89,27(MPa)
F2 = 80,34(MPa)
Fmax = 464(MPa)
=> F1 max = F1 .K qt = 89,27.1,4 = 124 ,98(MPa ) F max
F2 max = F2 .K qt = 80,34 .1,4 = 112 ,48(MPa ) F max

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải.

IV)Tính toán cho cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Khoảng cách trục aw đ-ợc xác định theo công thức:
a w = K a .(u + 1).3

T.K H

H 2 .u. ba

(1)

Trong đó:
Ka Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .
T Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm).
H ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp chậm (MPa).
u
Tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm.
KH Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc.
ba Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục
aw .

ba=bw/aw
Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng
(thép-thép) và loại
răng nghiêng ta có: Ka= 43
Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các ổ
trong hộp giảm


tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H1 và H2 350HB chọn ba2=
0,35
Với u = u2= 3,17 => bd2 = 0.53ba2.(u2+1) = 0,53.0,35.(3,17+1) = 0,774
Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với bd2 = 0,774 và sơ đồ 5 chọn
KH = 1,05.
T = T2 = 44516(Nmm)
H = HC = 536,36(MPa)
Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có:
a w 2 = K a .(u 2 + 1).3

T2 .K H



2
H c .u 2 . ba 2

= 43 .(3,17 + 1).3

44516 .1,05
= 94 ,5( mm )
536 ,36 2 .3,17 .0,35

Lấy aw2=100(mm).
2. Xác định các thông số ăn khớp.
c) Chọn mođun.
Từ khoảng cách trục aw2 ta xác định đ-ợc mođun pháp mn theo công thức sau:
mn = (0,010,02).aw2=(0,010,02).100==(12) (mm)
Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn đ-ợc mođun theo tiêu chuẩn là:
m1= 2(mm)
d) Xác định số răng, góc nghiêng và tỉ số truyền thực.
+) Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng = 16
=>
cos = cos16= 0,963
Số răng bánh nhỏ z1 đ-ợc xác định theo công thức :
z3 =

2.a w 2 . cos 2.100 . cos 16
=
= 23,05 (răng)
m n (u 2 + 1)
2.(3,17 + 1)

Chọn số răng bánh nhỏ là: z3 = 23(răng)
Vậy số răng bánh lớn là:
z4 = u2.z3 = 23.3,17 = 72,91(răng)
Chọn số răng bánh lớn là: z4 = 73(răng)
+) Suy ra tỉ số truyền thực là: um2 = z4/z3 = 73/23 = 3,174 (lần)
Sai số tỉ số truyền là:
u = um2- u2 = 3,174-3,17 =0,004
=> u = u.100%/ u2 = 0,004.100%/3,17 = 1,26%
Với u = 1,26%<4% bộ truyền đ-ợc đảm bảo.

+) Xác định chính xác góc nghiêng
Ta có:

cos =

m n (z 3 +z 4 ) 2.(23 + 73)
=
= 0,96 => =1615'
2.a w 2
2.100

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện
sau:
H =Z M .Z H .Z .

2T2 .K H .(u m 2 + 1)
b w 3 .u m 2 .d 2w 3

H

(2)

Trong đó:
ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.


Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra đ-ợc ZM =
274(MPa1/3)
ZH Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

Z Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
KH Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
dw3 Đ-ờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
bw3 Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
H ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)
T2 Momen xoắn trên trục T2= 44516(Nmm)
um2 Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp chậm um2 = 3,174 (lần)
+) Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH đ-ợc xác định theo công thức sau:
ZH =

2. cos b
sin 2 tw

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở b đ-ợc xác định theo công thức :
b = arctg(cost2.tg)
Góc prôfin răng t đ-ợc xác định nh- sau:
t2 = arctg(tg/cos)
Trong đó:
- Góc prôfin gốc xác định theo TCVN 1065 71, =20
- Góc nghiêng răng =1615'
=> t2 = 2045' => b= 1515'
Góc ăn khớp tw đ-ợc xác định theo công thức:
tw2 = arccos[(a2.cost2)/aw2]
Khoảng cách trục chia a2:
a2= 0,5mn.(z4+z3)/cos = 0,5.2.(73+23)/0,96 = 100(mm)= aw2
=> tw2 = t2 = 2045'
ZH =

Vậy:

2. cos b
2. cos 15 15'
=
= 1,706
sin 2 tw 2
sin 2(20 45' )

+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Z đ-ợc xác định theo công thức sau:
Z =

1


vì hệ số trùng khớp dọc =

b w1 . sin 35 . sin 16 15 '
=
= 1,56 >1
m n .
2.

Với hệ số trùng khớp ngang:

1

1
1
1
= 1,88 3,2 + . cos = 1,88 3,2 + .0,96 = 1,629
23 73

z1 z 2

Vậy:
Z =

1
1
=
= 0,783

1,629

+) Đ-ờng kính vòng lăn bánh chủ động dw3:


d w1 =

2.a w 2
2.100
=
= 47 ,92(mm )
u m 2 + 1 3,174 + 1

+) Bề rộng vành răng bánh chủ động bw3:
bw3= aw2.ba2= 100.0,35 = 35(mm). Lấy bw3= 35(mm)
+) Vận tốc vòng v2:
v1 =

.d w 3 .n 2 .47 ,92 .701,3
=
= 1,76 ( m / s)
60000
60000

+) Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH đ-ợc xác định theo công thức:
KH= KH.KH.KHv
Trong đó:
- KH Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời
ăn khớp khi tính về tiếp xúc.
- KH Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi
tính về tiếp xúc. Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng
với
bd2 = 0,774 và sơ đồ 5 chọn đ-ợc KH = 1,05.
- KHv Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.14 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với v2=1,76(m/s) cấp chính
xácvề mức
làm việc êm là 9 ta có KH=1,13
Xác định hệ số KHv theo công thức:
K Hv = 1 +

H .b w 3 .d w 3
2.T2 .K H .K H

Trong đó:
H = H .g o .v 2 .

-

-

a w2
u m2

H Hệ số xét đến ảnh h-ởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15
ứng với
HB1,HB2<350HB và loại răng tnghiêng ta đ-ợc trị số H=0,002.
go Hệ số kể đến ảnh h-ởng của sai lệch các b-ớc răng bánh 3 và
bánh 4
v2 Vận tốc vòng của bánh răng (m/s).

ứng với v2=1,76(m/s) theo bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn
đ-ợc cấp
chính xác 9. Vậy theo bảng 6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đ-ợc
go=73.
=> H = H .g o .v 2 .

a w2
100
= 0,002 .73 .1,76 .
= 1,442
u m2
3,174


K Hv = 1 +

Vậy:
=>

H .b w 3 .d w 3
1,442 .35 .47 ,92
=1+
= 1,025
2.T1 .K H .K H
2.44516 .1,05 .1,05

KH= KH.KH.KHv= 1,05.1,13.1,025 = 1,216

+) Tính chính xác H:
Với v1 = 1,76 (m/s) <5(m/s) hệ số xét đến ảnh h-ởng của vận tốc vòng Zv= 1
Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó cần
gia công
bề mặt đạt độ nhám Ra= 2,5 .. 1,25(m) => ZR=0,95
Đ-ờng kính đỉnh răng:
da3= dw3+2.m = 47,92+2.2 = 51,92(mm)<700(mm)
=> KxH = 1
Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:
H = H.ZR.Zv.KxH = 536,36.0,95.1.1 =509(MPa)
Thay các giá trị tính đ-ợc ở trên vào công thức (2) ta có:
H = Z M .Z H .Z .

2T2 .K H .(u m 2 + 1)
b w 3 .u m1 .d 2w 3

= 274 .1,706 .0,783 .

2.44516 .1,216 .(3,174 + 1)
35 .3,174 .47 ,92 2

H = 490 ,1(MPa ) H = 509 (MPa )

=> ứng suất tiếp xúc tính toán chênh lệch so với H khoảng 3,8% và đảm bảo
đủ bền.
Có thể giảm chiều rộng vành răng theo công thức sau:
2

b w1


490 ,1
= ba 2 .a w 2 . H = 0,35 .100 .
= 32,45(mm )
509
H
2

Chọn bw1=33(mm)
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đ-ợc
v-ợt quá
giá trị cho phép :
F1 =

F2

Trong đó:
-

2T2 .K F .Y .Y .YF1

b w 3 .d w 3 .m n
.Y
= F1 F2 F2
YF1

F1

(3)

(4)

Y Hệ số xét đến độ nghiêng của răng.
Y Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
YF1 Hệ số dạng răng của bánh 3.
YF2 Hệ số dạng răng của bánh 4.
KF Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
dw3 Đ-ờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
bw3 Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
F1 ứng suất uốn cho phép của bánh răng 3 (Mpa)(tính chính xác)
F2 ứng suất uốn cho phép của bánh răng 4 (Mpa)(tính chính xác)


-

T2 Momen xoắn trên trục chủ động T2= 11235(Nmm)

+) Hệ số xét đến độ nghiêng của răng Y
Y= 1-/140 = 1-1615'/140 = 0,8846
+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y đ-ợc xác định nh- sau:
Y=1/ với =1,629 (tính đ-ợc ở trên)
=> Y=1/=1/1,629 =0,614
+) Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF1, YF2:
Số răng t-ơng đ-ơng đ-ợc xác định theo công thức sau:

z v4

z3

23
= 26
cos cos 16 15'
z4
73
=
=
= 82
3
3
cos cos 16 15'

z v3 =

3

=

3

Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnh
bằng x = 0 và:
Số răng t-ơng đ-ơng zv3= 26 => YF1= 3,9
Số răng t-ơng đ-ơng zv4= 82 => YF2=3,61
+) Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF đ-ợc xác định theo công thức:
KF= KF.KF.KFv
Trong đó:
- KF Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14
(TR.107,TTTKHTDĐCK-T1)
ứng với v2=1,76(m/s) và cấp chính xác mức làm việc êm 9 =>
KF=1,37
- KF Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi
tính về uốn. Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với
bd2 = 0,774 và sơ đồ 5 chọn đ-ợc KH = 1,12.
- KFv Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn
Xác định hệ số KFv theo công thức:
K Fv = 1 +

F .b w 3 .d w 3
2.T2 .K F .K F

Trong đó:
F = F .g o .v 2 .

-

a w2
u m2

F Hệ số xét đến ảnh h-ởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15
ứng với
HB1,HB2<350HB răng nghiêng ta đ-ợc trị số F=0,006.