Đồ án Chi Tiết Máy Đại Học Bách Khoa Hà Nội, Bánh răng côn. Có BẢN VẼ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ 4: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Thông số đầu vào : 1. Lực kéo băng tải

F = 520 N

2. Vận tốc băng tải

v = 1.50 m/s

3. Đường kính tang

D = 440 mm

4. Thời hạn phục vụ

Lh= 14000 giờ

5. Số ca làm việc:

Số ca = 2 ca

6. Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài:
7. Đặc tính làm việc:

va đập nhẹ

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 1

β=@=

0 độ


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

1.

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1

Chọn động cơ điện

1.1.1 Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ

Pyc 

Pct
c

Trong đó Pct : Công suất trên một trục công tác
Pyc : Công suất trên trục động cơ

c : Hiệu suất chung của toàn hệ thống
Pct 

F.v 520.1,50

 0, 78 kW 
1000
1000

Hiệu suất của bộ truyền:

c  ol3 .kn .d .br

(1)

2.3
 I
Tra bảng 19
ta có:
Hiệu suất của một cặp ổ lăn :

ol = 0,99

Hiệu suất của bộ đai :

0,95

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng :

0,97

Hiệu suất của khớp nối:

kn  0,99

Thay số vào (1) ta có:

c   i  ol3 . kn . d .br

= 0,993.0,99.0,95.0,97 = 0,88

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 2


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là :
Pyc 

Pct
0, 78

 0,88kW
ηc 0,885

1.1.2 Xác định số vòng quay của động cơ

Trên trục công tác ta có:
60000.v 60000.1,50

 65,1  v / ph 
 .D
 .440

nct 

ndc ( sb )  nct .usb
Trong đó :

Tra bảng

usb  ud ubr

B

(2)

2.4
 I
21
ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:

Truyền động đai:

ud =3

Truyền động bánh răng côn:

ubr 

3,5 (hộp giảm tốc một cấp)

Thay số vào (2) ta có:

usb  ud ubr 

Suy ra :

3.3,5= 10,5

ndc ( sb )  nct .usb 

65,1.10,5=683,55 (v/ph)

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndc =1000(v/ph)
1.1.3 Chọn động cơ
Từ Pyc = 0,88 kW & ndc =1000 v/ph

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 3


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

P1.3

 I
Tra bảng phụ lục 238
ta có động cơ điện :

Kí hiệu
động cơ
4K90L6

1.2

Pdc

ndc

Tmax / Tdc

Tmin / Tdc

mdc

d dc

1,1 kw

940v/ph

2,2

2,0

28kg

24mm

Phân phối tỉ số truyền

1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống
Theo tính toán ở trên ta có:

ndc  940(v/p)
nct = 65.10(v/ph)
Tỉ số truyền chung của hệ thống là :

uch 

ndc
940

 14, 43
nct 65,10

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ
Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trong- bộ truyền bánh răng côn :
Vậy tỉ số truyền của bộ truyền ngoài – bộ truyền đai là:

ud 
1.3

uch 14, 43


 3, 61
ubr
4

Tính các thông số trên các trục

1.3.1 Số vòng quay
Theo tính toán ở trên ta có: ndc = 940 (v/ph)
Tỉ số truyền từ động cơ sang trục I qua đai là:
SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 4

ud

=3,61

ubr

=4


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

nI 

ndc 940

 260,38(v / ph)

ud 3, 61

nII 

nI 260,38

 65, 095(v / ph)
ubr
4

Số vòng quay thực của trục công tác là:
nII 65, 095

 65, 095(v / ph)
ukn
1

nct 

1.3.2

Công suất
Công suất trên trục công tác (tính ở trên) là: Pct = 0,78 ( KW )
Công suất trên trục II là :
PII 

Pct
0, 78

 0, 796kW

ol .kn 0,99.0.99

Công suất trên trục I là :
PI 

PII
0, 796

 0,83kw
ol .br 0,99.0,97

Công suất thực của động cơ là:
Pdc* 

PI
0,83

 0,88kw
d .ol 0,95.0,99

1.3.3 Mômen xoắn trên các trục
Mômen xoắn trên trục I là :
TI  9,55.106.

PI
0,83
 9,55.106.
 30442 N.mm
nI
260,38

Mômen xoắn trên trục II là :
SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 5


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

TII  9,55.106.

PII
0, 796
 9,55.106.
   116780 N.mm
n II
65, 095

Mômen xoắn trên trục công tác là:
Tct  9,55.10 6.

Pct
0, 78
 9,55.106.
 114433N.mm
n ct
65, 095

Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :

Tđc  9,55.106.

1.3.4

Pđc
0,88
 9, 55.106.
 8940N.mm
n đc
940

Bảng thông số động học

Thông
số/Trục

Động Cơ

I

II
U br

Công Tác
U kn

U

Ud =3,61

n(v/ph)

940

260,38

65,095

65,095

P(KW)

0,88

0,83

0,796

0,78

T(N.mm)

8940

116780

114433

30442

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 6

=4

=1


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

1.

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

1.1

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI.

1.1.1
Tính toán thiế t kế bộ truyền đai thang:
Thông số yêu cầu:
Công suất trên trục chủ động: P1= Pdc= 0,88( KW)
Mô men xoắn trên trục chủ động: T1=Tdc=8940 (N.mm)
Số vòng quay trên trục chủ động:
Tỉ số truyền bộ truyền đai: u= ud= 3,61
Góc nghiêng bộ truyền ngoài: β=@= 0
1.1.2
.Chọn loại đai và tiết diện đai.

Theo bảng 4.1[1] chọn tiết diện đai A với công suất P1= Pdc= 0,88( KW)
1.1.3

Chọn đường kính hai bánh đai

Theo bảng 4.13[1] chọn đường kính bánh đai nhỏ :

d1  140mm
Vận tốc đai :
v

π.d1.n1 π.140.940
.
 6,89  m / s     vmax  25  m / s 
60000
60000
=> thỏa mãn.

d 2  u.d1.  1     3, 61.140  1  0, 02   495  mm 

Trong đó hệ số trượt   0,01 �0,02 , ta chọn   0,02 .
Theo bảng 4.26[1] : Chọn

d 2  500mm

Tỉ số truyền thực tế :
SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 7


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

ut 

d2
500
 
 3, 65
d1.  1    140.  1  0, 02 

Sai lệch tỉ số truyền
u 

ut  u
3, 65  3, 61
  .100%   
.100%  1,1%  4%
u
3, 61

=> thoả mãn.
2.1.4 .Xác định khoảng cách trục a.
Khoảng cách trục :
Theo bảng 4.14[1] chọn sơ bộ khoảng cách trục a  d 2  500mm

Theo công thức 4.4[1] : Chiều dài đai :

l  2.a   .

d1  d 2 (d1  d 2 )2

             
2
4.a

140  500  500  140 
 l  2.500   .

 2070  mm 
2
4.500
2

Theo bảng 4.13[1] chọn chiều dài đai tiêu chuẩn : L  2100mm
Số vòng chạy của đai trong
i

1 s 

:

v 6,89

 3, 28  1/ s   imax  10  1 / s 
L 2,1

� Thỏa mãn.

Xác định lại khoảng cách trục:
att 

Với

  (  2  8 2 )
4
  L


 (d 2  d1 )
 (500  140)
 2100 
 1095
2
2

(d 2  d1 ) 500  140

 180
2
2

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 8


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

>>

att 

(   2  8 2 ) (1095  10952  8.1802 )

 516,11mm
4
4

Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ:
  1800  57 0.

=>

d 2  d1
500  140
 1800  570.
 140, 240   min  1200
a
516,11

Suy ra thỏa mãn

2.1.5 Xác định số đai z:

z
Theo công thức 4.16[1]
Theo bảng 4.7[1]

P1.K d
[P0 ].C .C1.Cu .Cz

K d  1, 25

0
C  0,89
Với   140, 24 theo bảng 4.15[1] ta có 

C  1, 0
Với l / l0  2100 / 2100  1 nội suy từ bảng 4.16[1] ta có : l
Theo bảng 4.17[1] với u  3, 61 có : Cu  1,14
Theo bảng 4.19 [1] có :

[P0 ]  1, 725

với v  6,89m / s , d1  140mm

P / [P0 ]  0,88 / 1,725  0,51 ta có Cz  1
Do đó số đai là :
z

0,88.1, 25
 0, 63
1, 725.0,89.1.1,135.1

Lấy z  1 đai.
Chiều rộng bánh đai :
SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 9

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

Theo 4.17 và bảng 4.21[1] : B  (z  1).t  2 e  (1  1).12  2.8  16mm
Chọn chiều rộng bánh đai theo tiêu chuẩn có : B  25mm
Dường kính ngoài của bánh đai:

d a1  d  2h0  140  2.2,5  145mm

d a 2  d  2h0  500  2.2,5  505mm

2.1.6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
theo 4.19[1] lực căng ban đầu :

F0 

780.P1.K d
780.0,88.1, 25
 Fv 
 2,90  143 N
v.C .z
6,89.0,89.1

trong đó :
Fv  qm .v 2  0, 061.6,892  2,90 N (tra bảng 4.22[1] có được qm  0, 061kg / m )

Theo

4.21[1] lực tác dụng lên trục :

Fr  2.F0 .z.sin( / 2)  2.143.1.sin(140, 24 0 / 2)  269 N

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 10


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

Thông số

Ký hiệu

Loại đai

O

Tỉ số truyền

u

Đường kính bánh đai nhỏ

Giá trị

3,65
140(mm)

Đường kính bánh đai lớn

d2

500(mm)

Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ

d a1

145mm

Đường kính đỉnh bánh đai lớn

da2

505mm

Chiều rộng đai

b

16(mm)

Số đai

z

1 đai

Chiều rộng bánh đai

B

25 (mm)

Chiều dài đai

L

2100 (mm)

Khoảng cách trục

a

516,11 (mm)

Góc ôm bánh đai nhỏ

1

140,240

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 11

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

Lực căng ban đầu

F0

Lực tác dụng lên trục

Fr

143 (N)
269(N)

2.2

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

2.2.1

Thông số đầu vào:
P  PI  0,83  kW 
T1  TI  30442  Nmm   
n1  nI  260,38  vg / ph 

u  ubr  4
Lh  14000

2.2.2

(giờ)

Chọn vật liệu bánh răng

Tra bảng

B

6.1
[1]
92 , ta chọn:

Vật liệu bánh răng lớn:
 Nhãn hiệu thép: C45
 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
 Độ rắn: HB :192 �240 Ta chọn HB2  230
 Giới hạn bền  b 2  750 (MPa)
 Giới hạn chảy  ch 2  450 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:
 Nhãn hiệu thép: C45
SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 12


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
 Độ rắn: HB : 241 �285 , ta chọn HB1  245
 Giới hạn bền  b1  850 (MPa)
 Giới hạn chảy  ch1  580 (MPa)

2.2.3 Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
�
 H0 lim
[

]

Z R Z v K xH K HL
� H
SH
�
�
0
�
[ F ]  F lim YRYS K xF K FL
�
SF
�
, trong đó:

Chọn sơ bộ:
�Z R Z v K xH  1
�
YRYS K xF  1

�

SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng
B

6.2
[1]
94 với:

 Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75
 Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75
 H0 lim ,  F0 lim - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
�
 H0 lim  2 HB  70
�
�0
 F lim  1,8 HB
�

Bánh chủ động:

=>

�
 H0 lim1  2 HB1  70  2.245  70  560( MPa )
�
�0
 F lim1  1,8 HB1  1,8.245  441( MPa)
�

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 13


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

�
 H0 lim 2  2 HB2  70  2.230  70  530( MPa )
�
�0
 F lim 2  1,8 HB2  1,8.230  414( MPa)
Bánh bị động: �

KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:
�
�K HL  mH
�
�
�K  mF
� FL
�

NH 0
N HE
NF 0
N FE

, trong đó:

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng có
HB<350 => mH = 6 và mF = 6
NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất
uốn:
2,4
�
�N HO  30.H HB
�
6
�N HO  4.10
2,4
2,4
�N HO1  30.H HB
 1, 6.107
1  30.245
�
2,4
2,4
7
�N HO 2  30.H HB 2  30.230  1, 4.10
�
6
�N FO1  N FO2  4.10

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh => N HE  N FE  60c.n.t� , trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng

t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 14


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1


�N
N
 60.c.n .t  60.1.260,38.14000  2, 2.108
HE
1
FE
1
1 �
�
��
�
n
260,38
�N
N
 60.c.n .t  60.c. 1 .t  60.1.
.14000  5,4.10 7
FE 2
2 �

� HE 2
u �
4

Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1
NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1
NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1
NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1

Do vậy ta có:

�
 H0 lim1
560
[

]

Z
Z
K
K

.1.1  509MPa )
H
1
R
v
xH
HL

1
�
S
1,1
H
1
�
�
 H0 lim 2
530
[ H 2 ] 
Z R Z v K xH K HL 2 
.1.1  482( MPa )
�
SH 2
1,1
�
�
 F0 lim1
441
�
[ F 1 ] 
YRYS K xF K FL1 
.1.1  252( MPa)
�
SF1
1, 75
�
 F0 lim 2
414

�
[

]

Y
Y
K
K

.1.1  236,5MPa )
F
2
R
S
xF
FL
2
�
S
1,
75
�
F2
Do đây là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
=>

 H  min( H 1 ,  H 2 )  482( MPa)

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải và Úng suất uốn cho phép khi quá tải là:

Với thép C45 tôi cải thiện , HB �350
SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 15


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

[ H ]max  2,8. ch
�
�
[ F ]max  0,8 ch
�

Bánh răng nhỏ:

[ H 1 ]max  2,8. ch1  2,8.450  1260MPa
�
�
[ F 1 ]max  0,8 ch1  0,8.450  360 MPa
�

Bánh răng lớn :

[ H 2 ]max  2,8. ch 2  2,8.580  1624 MPa
�
�
[ F 2 ]max  0,8 ch 2  0,8.580  464 MPa
�

2.2.4 Xác định chiều dài côn ngoài
Theo công thức (6.15a):

Re  K R

u

2

 1 . 3

T1.K H 

K be .(1  K be ).u.   H 

2

Với :
 T1 - là mômen xoắn trên trục chủ động. T1  TI  30442 (N.mm)
 [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép; [σH] = 482( MPa).


K R  0,5.K d

- hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại bánh răng: Đối

13
với bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép có: K d  100 MPA
13

=> K R  50 MPA

 U-Tỉ số truyền u = 4


K be 

b
 0, 25...0,3
Re
- Hệ số chiều rộng vành răng :

chọn sơ bộ: K be  0, 25

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 16


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

K be .u
0, 25.4

 0,57
2

K
2


0,
25
be
=>

 KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng

B

6.21
[1]
113
với

K be .u

2  K be 0,57

-Sơ đồ bố trí là sơ đồ I
- HB <350
-Loại răng thẳng
�K H   1,105
�
�
�K F   1, 2

-Ta được
Do vậy :

Re  K R

u

2

 1 . 3

T1.K H 

K be .(1  K be ).u.  H 

2

 50. 42  1 3

30442.1,105
 119,15
0, 25(1  0, 25).4.482 2

(mm)

2.2.5 Xác định các thông số ăn khớp.
Đường kính vòng chia ngoài
d e1 

2.Re
1 u

2

Tra bảng B



2.119,15
1  42

 57,80mm

6.22
114 [1] với d e1 =57,80 mm và tỉ số truyền là u=4 . ta được số răng Z p1  16

Ta có HB<350 => Z1sb  1,6.16  25, 6
Tính đường kính trung bình d m1 và modul trung bình mtm :

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 17


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

Theo CT 6.54[1] ta có: d m1  (1  0,5.K be ).d e1  (1  0,5.0, 25).57,80  50, 6mm

Theo CT6.55[1] ta có:

mtm 

d m1 50, 6

 1,98
z1sb 25, 6

Xác định modul :

Theo CT6.56[1] ta có :

mte 

mtm
1,98

 2, 25
(1  0,5.K be ) (1  0,5.0, 25)

m  2, 25
Chọn mte theo tiêu chuẩn trong bảng 6.8[1], ta chọn te
Tính lại giá trị của

mtm

và

z1

:

Theo CT 6.56[1] ta có : mtm  mte .(1  0,5.K be )  2, 25.(1  0,5.0, 25)  1,97

Theo CT 6.55[1] ta có :

z1 

d m1 50, 6

 25,56
mtm 1, 98

Chọn số răng bánh răng chủ động (nhỏ) : Z1  25
Xác định số răng bánh răng lớn, góc côn chia và hệ số dịch chỉnh :
Số răng bánh răng lớn : Z 2  Z1.u  25.4  100

 Chọn Z 2  100
Suy ra tỉ số truyền thực tế :
ut 

ΔU 

Z2 100

4
Z1 25

ut  u
44
.100%    
.100%   0%
u

4

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 18


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

Vì U =0%< 4% , suy ra thoả mãn.
Xác định góc côn
1  arctg (25 /100)  14, 04o

 2  90� 14, 04� 75,96�

Xác định hệ số dịch chỉnh:
Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều:
X1  X 2  0
X 1  0,38;
6.20
Tra bảng B 112 [1] với Z1 =25 ; U t =4 , ta được X 1   X 2  0,38

2.2.6

Xác định một số thông số bộ truyền bánh răng côn :

Đường kính trung bình:
�
d m1  mtm .Z1  1,98.25  49,5  mm 

�
�
d m 2  mtm .Z 2  1,98.100  198  mm 
�

Chiều dài côn ngoài :

Re 

mte
2, 25
. Z12  Z 2 2 
252  1002  115,96
2
2
(mm)

b  K be .Re  0, 25.115,96  28,99mm
1.1.1 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

2.T1.K H . u 2t  1
 H  Z M .Z H .Z .
�[ H ].
0,85b .ut .d m12
SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 19


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5-T96: ZM= 274[MPa]1/3.

ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc tra bảng

B

6.12
[1]
106 Với x1+x2=0 và răng thẳng

  00 được suy ra ZH=1.76

Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng :

Ta có:   0 suy ra
0

 

bw .sin 
4  
0
Z 
3 .
m.
dẫn đến có :

và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:
�
�
�1
1 �
�
1 �
�
�1
εα  �
1,88  3, 2 �  �
.cos(  )  �
1,88  3, 2 � 
.cos(0 0 )  1,72
�
�
�
�25 100 �
�
�
�Z1 Z2 �
�
�

Suy ra:
Z 

4  
4  1, 72


 0,872
3
3

KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

Với:
-

KH

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra

bảng 6.21 [1] ta có:
-

K H

K H   1,105

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

khớp, với răng thẳng có :

K H  1

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 20

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

-

K Hv

hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, được tra theo bảng

P2.3- phụ lục. ta có
o Với HB< 350
o

v

 .d m1.n1  .49,5.260,38

 0,675
60000
60000
(m/s) tra bảng 6.13 có cấp chính xác là :

CCX =9
o Răng thẳng.
Suy ra

K Hv  1, 05

Vậy có:

K H  K H  .K H  .K Hv  1,105.1.1, 05  1,16

Chiều rộng vành răng: b  Kbe .Re  0, 25.115,96  28,99mm

Thay vào ta được:

 H  274.1, 76.0,872.

2.30442.1,16. 42  1
 462,5( MPa)
0,85.28,99.4.49,52

1.1.2 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ H ]cx  [ H ].Z R .Z v .k XH
Với [ H ]  482MPa như đã tính ở mục 2.2.2

-

ZR

hệ số xét đến độ nhám của mặt răng, với CCX=9 độ nhám gia công

Ra  2,5....1, 25(  m)

suy ra Z R  0,95

hệ số xét đến vận tốc vòng, với v  0, 675(m / s)  5 m/ s , HB<350 có : Z v  1

-

Zv

-

k XH

hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với d m 2  198mm  700mm

suy ra có k XH  1
SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 21


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

Vậy ứng suất tiếp xúc chính xác là :
[ H ]cx  [ H ].Z R .Z v .k XH  482.0,95.1.1  457,9 MPa

Xét



<  H  462,82( MPa)

[ H ]cx   Ht
457,9  462,82

.100% 
.100%  1, 07%  4%
[ H ]cx
457,9

Giữ nguyên các thông số điều chỉnh chiều rông vành răng :
2

2

�
�
�462,82 �
b  b. � Ht � 28,99. �
� 29, 62
[

]
457,9
�
�
� H cx �
'

(mm)

2.2.9 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức :
 F1 

2.T1. .K F .Y .Y .YF 1
0,85.b .d m1.mtm

[ F 1 ],[ F 2 ]

�  F 1 

- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
[ F 1 ]  [ F 1 ].YRYS K xF  252.1, 04.1  262( MPa)
�
�
[ F 2 ]  [ F 1 ].YRYS K xF  236,5.1, 04.1  246( MPa)
�

trong đó:

      Yε 

1
1

 0,58
ε α 1, 72

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
Y  1

Do là bánh răng thẳng

(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).

- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 22


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

ZV 1 

Z1
25

 25
3
cos  cos3 0 o

ZV 2 

Z2
100

 100
3
cos  cos3 0 o

6.18
 1
.Tra bảng: 109 ,với hệ số dịch chỉnh

B

X1=-X2=0,38
YF1= 3,48; YF2 = 3,53
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.

Với - K F  là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra
bảng 6.21[1] ta có : K F   1, 2
-

K F

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời cùng

ăn khớp, K F  1 do là răng thẳng.
-

K Fv

hệ số kể đến tả trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tra bảng P2.4 ta có : K Fv  1,13

K F  K F  .K F .K Fv  1, 2.1.1,13  1, 356

Vậy:

 F1 

σF 2 

Do :

2.T1.K F .Y .Y .YF 1
0,85b.d m1.mtm



2.30442.1,356.0,58.1.3, 48
 67,53(MPa)
0,85.29, 62.49,5.1,98

σ F1.YF 2 67,53.3,53

 68,5(MPa)
YF 1
3, 48

 F 1  67,53MPa  [ F1 ]  252 Mpa ;

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 23


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

 F 2  68,5MPa  [ F 2 ]  236, 5Mpa

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.2.10 Các thông số hình học của cặp bánh răng:
- Đường kính vòng chia :
d e1  mte .Z1  2, 25.25  56, 25(mm)
d e 2  mte .Z 2  2, 25.100  225mm)

- chiều cao răng ngoài he  2, 2.mte  2, 2.2, 25  4,95(mm)
-chiều cao đầu răng ngoài :
hae1  (hte  X 1 )mte  (1  0,38).2, 25  3,105( mm)
�
�
hae 2  (hte  X 2 )mte  (1  0,38).2, 25  1,395(mm)
�

Chiều cao chân răng ngoài
h fe1  hte  hae1  (4,95  3,105)  1,845( mm)
�
�
�
h fe 2  hte  hae 2  (4,95  1,395)  3,555( mm)
�

Đường kính đỉnh răng ngoài
d ae1  d e1  2hae1.cos 1  56, 25  2.3,105.cos14, 04  62, 27  mm 
�
�
�
d ae 2  d e 2  2hae 2 .cos 2  225  2.1,395.cos75,96  225, 68  mm 
�

2.2.11 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:
Thông số
Kí hiệu
Giá trị
Chiều dài côn ngoài

Re

Môdun vòng ngoài

mte

(mm)

115,96
2,25

Chiều rộng vành răng

(mm)
b(mm)

29,62

Tỉ số truyền

ut

4

Góc nghiêng của răng



0

SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 24


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PHẠM MINH HẢI
Đề số: 4/PMH-1

Số răng của bánh răng

Z1 Z 2
/
X1 X 2
/
d e1
(mm)
de 2
(mm)

Hệ số dịch chỉnh chiều cao
Đường kính vòng chia ngoài

1 /  2

Góc chia côn
Chiều cao răng ngoài

he

Chiều cao đầu răng ngoài

hea

Chiều cao chân răng ngoài

h fe1

Đường kính đỉnh răng ngoài

56,25
225

he = 4,95

(mm)
(mm)

hae1 = 3,105(mm)
hae2 = 1,395 (mm)

h fe 2

1,845(mm) /3,555(mm)

(mm)/

(mm)

d ea1

(mm)

d ea 2

(mm)

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

1.1

Tính toán khớp nối
Thông số đầu vào: T  TII  116780 N .mm

1.1.1 Chọn khớp nối:
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:
Ta chọn khớp theo điều kiện:

�
Tt �Tkncf
�
�
dt �d kncf
�
Trong đó:

3

0.38/-0,38

14,04 độ/75,96 độ

3.

d sb 

25/100

TII
116780
3
 33,90
0, 2   
0, 2.15

mm

Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:
SVTK: NGUYỄN DUY SANG - 20159687 Page 25

62,27 (mm)
225,68 (mm)