THIẾT kế hệ THỐNG dẫn ĐỘNG XÍCH tải

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM TP.HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ- CÔNG NGHỆ



|

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện : Lê Sĩ Hoàng

MSSV:

Người hướng dẫn: GV Phạm Quang Thắng

Ký tên:

Ngày hoàn thành:

Ngày bảo vệ:
ĐỀ TÀI

Đề số 2: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án số: 4

2


|

PHẦN A : CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ
Công suất lớn nhất trên trục công tác
Ρ=

Fv
5500.1, 2
=
= 6, 6kW
1000
1000

Công suất tương đương
2

2

2

 T1 
T2
T3
 ÷ * t1 + 
÷ * t2 +  ÷ * t3
12.15 + 0,52.37 + 0.4 2.37
T 
T 
T 




Ptd = P *
= 6, 6*
≈ 3,842( kW )
t1 + t2 + t3
15 + 37 + 37

1. Hiệu suất truyền động:
2
4
-Hiệu suất chung của hệ thống: ηch=ηđ. ηbr . ηkn. ηol = 0,96..1. =0,88

- Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3 [1]
ηđ=0,96 : hiệu suất của bộ truyền xích
ηbr=0,97: hiệu suất của cặp bánh răng trụ
ηkn=1 : hiệu suất khớp nối
ηol=0.995 : hiệu suất ổ lăn.
2. Công suất cần thiết trên trục động cơ:
-Công suất cần thiết của động cơ (công thức 3.11/89)[1]
Pct = =4,341 (kW)
3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Số vòng quay bộ phận công tác: (công thức 5.10/173) [1]
n=

60000v 60000.1, 2
=
≈ 72, 72(v / ph)
zp
9.110

- Tỉ số truyền toàn bộ : ut = uđ.uh
3


|

Dựa vào bảng 3.2/88 [1], ta có:
+ Uđ tỷ số truyền đai thang : 3,15
+ Uh tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp: 8
→Ut = 3,15. 8 = 25,2
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv.ut=72,72.25,2 =1832,54(vòng/phút) theo CT 2.18 [2]
5. Chọn động cơ điện:
Ta chọn động cơ thỏa điều kiện sau:

Dựa vào số vòng quay sơ bộ và công suất
Dựa vào bảng phụ lục P1.3 [2] chọn động cơ :
Kiểu động cơ

Công suất
KW
7,5

4A132S4Y3

Vận tốc quay
vòng/phút
1455

cosϕ

0,86

87,5

2,2

2,0

1.2 CHỌN TỈ SỐ TRUYỀN
1.Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động

Trong đó: ;
- Tỉ số truyền của bộ truyền đai : uch = uđ.uh.ukn
Trong đó:ukn là tỉ số truyền khớp nối (=1)
uh là tỉ số truyền hộp giảm tốc
uđ là tỉ số truyền đai
Chọn ,15
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc là:
4


|

- Theo bảng 3.1/43ta chọn được uh = 8 với u1 = 3,3 ( cấp nhanh ), u2 = 2,42 ( cấp
chậm )
Vậy tỷ số truyền đai sau khi chọn:
Phân phối lại tỉ số truyền : uđ = 3.15 ukn= 1 uh= 8 uch =20
1.3 ĐẶC TÍNH KĨ THUẬT
1. Tính toán công suất trên các trục:
Pct= Plv = 6,6kW

PIII == 6.91kW
PII = = 7,16 kW
PI = = 7,42 kW

Pđc =

P1
ηol *η k

=7,46(kW).

2.Tính số vòng quay trên các trục :

3.Tính moment xoắn trên các trục :

T i=

9.55 * 10 6 * Pi
ni

(với i = 1,2,3.)

5


|
Trục
Thông số

Động cơ

Tỷ số truyền
Công suất (kW)
Số vòng quay
(vòng/phút)

I

3,15

II
3,3

III

CT
1

2,42

7,46

7,42

7,16

6,91

6,6

1455

462

140

57,8

57,8

Mômen T (Nmm)

PHẦN B: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
1.Chọn đai thang:
1. Công suất bộ truyền :
2. Số vòng quay bánh dẫn :
3. Tỉ số truyền:
4. Momen xoắn: Nmm
Theo hình 4.22/152 [1] và dựa vào P1 , n1 ta chọn đai thang loại A
Tra bảng 4.3/128 [1] ta có được các thông số của đai thang
→Lựa chọn loại đai: B
Theo đồ thị 4.1/59[1] và dựa vào P1 và n1 ta chọn đai thang loại A.
Tra bảng 4.13/59[1] ta có các thông số ta được các thông số của đai thang:
Dạng
Ký
b
h
mm
mm

A
đai
hiệu
mm
mm
mm
Đai
÷
ƃ
14
17
10,5
4
138
140
280
thang

Chiều dài
đai, mm
÷
800 6300

2. Tính đường kính bánh đai nhỏ
≈
d1 1,2dmin (với dmin tra trong bảng 4.13, chọn dmin=140)
6


|

≈

1,2140 = 168 mm
- Chọn đường kính đai nhỏ d1=180mm
3. Vận tốc đai:

Chọn hệ số trượt tương đối và tính d2:
Ta chọn hệ số trượt ζ= 0,01
Do hệ số trượt tương đối

ξ

nhỏ, ta lấy gần đúng như sau:

 d2d1 = 3,15180 = 567 mm
Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn d2= 560 mm

- Tỉ số truyền thực tế u=

d2
d1 (1 − ζ )

=3,14

- Độ sai lệch so với giá trị cho trước

u=

3,15 − 3,14

.100 = 0.3%
3,14

<4%

4. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:
≥

2.( d1+d2 )

2.(180+560)
 1480

≥

a

≥

≥

a

≥

a

≥

0,55.( d1+d2 ) + h

0,55.(180+560) +10,5

415,5

→Chọn a= d2=560mm
- Với h = 10,5 mm : chiều cao mặt cắt ngang của dây đai theo 4.3 [1]

Loại đai

Kích thước mặt cắt (mm)
bt

b

h

Diện tích A
(mm2)

y0

7


|

Thang B

14
17

10,5

4

138

5. Chiều dài tính toán của đai:
L = 2a +

π (d1 + d 2 ) ( d 2 − d1 ) 2
+
2
4a

=2346,9mm

Theo bảng 4.13 →Chọn L=2500mm=2,5m
-Tính lại chính xác khoảng cách trục a theo CT 4.5a/132 [1]
Ta có:

= =190 (mm)

a = = 640,6 (mm)
Giá trị của a vẫn thỏa trong khoảng cho phép

.

6. Số vòng chạy của đai trong giây:
- Số vòng chạy i của đai trong 1s theo CT 4.32/144 [1]

7. Góc ôm bánh đai nhỏ:
8


|

8. Các hệ số sử dụng:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:
C⍺; với

α1

tính bằng độ.
-

Hệ số xét đến ảnh hưởng vận
tốc:

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ
số truyền u:

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng số
dây đai Cz, ta chọn sơ bộ
bằng 0.95.
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế

độ tải trọng: Cr=0,85 ( tải
trọng va đập nhẹ)
Hệ số xét đến ảnh hưởng
chiều dài đai:

Cv = 1 - 0,05.(0,01.v2 - 1) = 0,96

Cu=1,14 vì u = 3,15> 2,5

-

-

CL= , với Lo đai thang bằng 2240 mm (H.4.21/151NHL)
Theo đồ thị 4.21a (NHL), ta chọn [Po]= 3,8 kW khi d1 = 180mm và đai loại ƃ
z ≥ 2,4

Chọn Z=3
9.Các kích thước chủ yếu của bánh đai.
Chiều rộng bánh đai:

B = ( Z − 1).t + 2e

Với t và e tra bảng 4.4 trang 130 (Sách Cơ sở Thiết Kế Máy):
9


|

t= 19 mm

;

e = 12,5 mm

;

ho = 4,2

mm

Thay số vào ta được: B = 63mm
Đường kính ngoài của bánh đai

Dn1 = d1 + 2h0 = 180 + 2.4,2 = 188,4mm

Dn 2 = d 2 + 2h0 = 560 + 2.4, 2 = 568,4mm
10. Lực căng đai ban đầu :

F0 =
Lực căng trên 1 đai:

780 Pdc .K đ
+ Fv
v1.Cα .Z

Với Kđ : hệ số tải trọng động tra bảng 4.7 trang 55 (Hệ dẫn động Cơ Khí Tập I)
với loại truyền động xích tải làm việc 3 ca, quay 1 chiều và tải va đập nhẹ ta
chọn: Kđ = 1,1 loại I.
Trường hợp này làm việc 3 ca nên: Kđ = 1,1 + 0,2 = 1,3

Cα

= 0,91 (đã tính ở trên)

Fv lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = qm.v2 với qm =0,178 [4.22]
780.7, 46.1,3
13, 7.0,91.3

→Fo=
+ 0,178.13,72= 236 N
- Lực căng mỗi dây đai: = 78,67 N
11. Đánh giá đai :

10


|

Để đảm bảo cho đai hoạt động có lợi nhất (khả năng tải tương đối lớn, không
xảy ra hiện tượng trơn trượt và hiệu suất truyền động cao nhất) và có công suất
p = pdc ≤

trên bánh đai chủ động phải đảm bảo:

Z  p 
Kd

 P  =  P0  .Cα .Cu .Cl .CZ = 3,8.0,91.1,14.1,018.0,95 = 3,81 kW
(

)

Với:

P = 7, 46 ≤
=>

3.5,1
= 8,8
1,3

Vậy Bộ truyền bánh đai được thỏa.
12.Tuổi thọ đai:
Ft =

- Lực vòng có ích:

1000 P 1000.7, 46
=
= 544 N
v1
13, 7

- Hệ số ma sát tương đương:

Ft
e f 'α − 1
=
2.Z .F0 e f 'α + 1

(4.31 trang 142 Cơ sở

Thiết Kế Máy)
f '=

=>

1 2.Z .Fo + Ft
1
2.3.236 + 544
ln
=
ln
= 0,32
α1 2.Z .Fo - Ft 2,83 2.3.236 - 544

- Hệ số ma sát nhỏ nhất để không xảy ra hiện tượng trượt trơn:
f = f '.sin

γ
40
= 0,32.sin
= 0,1
2
2

(4.1 trang 126 Cơ sở Thiết Kế Máy)

- Lực tác dụng lên trục : Fr ≈ 2.Z.F0sin( = 2..3.236.sin(

146, 2
2

)=1354,8N

- Ứng suất lớn nhất trên đai theo CT trang 138
11


|

Với -

σo

-

-

-

: Ứng suất do lực căng ban đầu gây ra,

σo

σt

=

F0 / 3 236 / 3

=
A
138

: Ứng suất có ích:

Ft
544
=
= 1,3( MPa )
ZA 3.138

: ứng suất do lực căng phụ gây nên:

σv =

Fv
= ρv12 .10- 6 = 1200.14,7 2.10- 6 = 0, 26( MPa)
A1

ρ = 1200kg / m3

σ u1 =

-

ta chọn:

=0,57
σt =

σv

σ o £ 1, 2MPa

: là khối lượng riêng của đai (đai vải cao su)

2 yo
2.4
E=
.100 = 4, 4MPa
d1
180

(

E

: môđun đàn hồi của đai,

E = 100MPa )

-

σ max = σ 0 + 0,5σ t + σ v + σ u1

Lh =

Tuổi thọ đai:

Với:

σr

m
( σ r / σ max ) .107

2.3600i

=0,57+0,5.1,3+0,26+4,4=5,88
8

=

: Giới hạn mỏi của đai thang,

( 9 / 5,88) .107
2.3600.3, 6556

σ r = 9MPa

= 11445,38

(giờ)

(trang 146 Sách Cơ sở

Thiết Kế Máy)

m

i

: Chỉ số mũ của đường cong mỏi. Đối với đai thang

Þ m =8

: số vòng chạy của đai trong 1 giây
12


|

Bảng thông số bộ truyền đai

Đường kính đai

d1=180mm

Đường kính ngoài bánh đai

da1=188,4 (mm)

Chiều rộng bánh đai
Số đai

d2 =560mm
da2=568 ,4 (mm)

63(mm)
3 đai

Chiều dài đai

2500 (mm)

Khoảng cách trục

640,6 (mm)

Góc ôm

146,20

Lực tác dụng lên trục

1354,8 (N)

Tỉ số truyền của đai

3,15

Tuổi thọ đai
Loại đai

11445,38 giờ
B

PHẦN C : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
A)
3.1 Tính Toán Cấp Nhanh Cho Bộ Truyền Bánh Răng Trụ Nghiêng.

Thông số đầu vào :
 n1 = 462 (vòng/phút)
 u1 = 3,3
 T1 = 153378,7 (Nmm)

Thời gian làm việc tính theo giờ:

Chế độ làm việc: quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc
180 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ), thời gian phục vụ L
3.2 Chọn vật liệu:

13


|

Trong đầu thiết kế đã cho tải trọng nhỏ và trung bình, khả năng công nghệ
không cao và cũng không có yêu cầu về kích thước nhỏ gọn do đó vật liệu làm
bánh răng nên chọn ưu tiên ở nhóm I. Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai

cấp khai triển, chịu công suất nhỏ

Pdmdc = 7, 46kW

chỉ cần chọn vật liệu nhóm I.

Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng được tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp
nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả
năng chạy mòn. Dựa theo bảng 6.13 (Trang 223 Sách Cơ sở Thiết Kế Máy) chọn
Thép

C 45

loại thép này rất thông dụng, rẻ tiền.Với phương pháp tôi cải thiện tra

bảng 6.1, 6.2 Trang 92, 94 Sách Hệ dẫn động Cơ Khí Tập I ta được các thông số
sau:
- Bánh nhỏ:
- Bánh lớn:

HB1 = 250
HB2 = 220

σ b 3 = 850MPa

;
;

σ b 4 = 750MPa

;
;

σ ch 3 = 580 MPa
σ ch 4 = 450 MPa

3.3 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H ] =

σ OH lim .0,9
.K HL
SH

Trong đó:

σ OH lim

[σH ]

(6.33 Trang 223 Sách Cơ sở Thiết Kế Máy)

- Ứng suất tiếp xúc cho phép

( MPa )

- Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở:

σ OH lim

= 2HB + 70

( MPa )

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh nhỏ:

14

|

σ OH lim1

= 2.250 + 70 = 570

( MPa )

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn:

σ OH lim2

= 2.220 + 70 = 510

( MPa )

SH - Hệ số an toàn tra bảng 6.13 Trang 223 Sách Cơ sở Thiết Kế Máy =>
SH = 1,1
KHL - hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào NHE, NHO, NFO, NFE
NHE - số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc.
3

NHE =

 T 
60c∑  i ÷ ni ti
 Tmax 

(6.36 Trang 224 Sách Cơ sở

Thiết Kế Máy)
c - Số lần ăn khớp ở trường hợp này c = 1

Tmax

- Mômen xoắn lớn nhất trong các mômen Ti

Ti - Mômen xoắn ở chế độ làm việc thứ i
i

t - Thời gian làm việc tính bằng giờ
ni - số vòng quay
-

Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ:

T
0,5T2 3
0, 4T3 3
60.c.[ ∑( 1 )3 .t1 + (
) .t2 + (
) .t3 ].n1. L h =  7,9.109  
T
T
T
NHE1 =
(chu kì)
-

Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn:

15


|

N

HE2

=

T
0,5T2 3
0, 4T3 3
60.c.[ ∑( 1 )3 .t1 + (
) .t2 + (
) .t3 ].n 2 . L h =  2, 4.109
T
T
T

(chu kì)

- NFE - Số chu kì làm việc tương đương của đường cong mỏi uốn :

NFE =
-

N

-

T
60c ∑  i
T


6

÷ n t'
÷ ii


Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ:

FE1

=

T
0,5T2 6
0, 4T3 6
60.c.[ ∑( 1 ) 6 .t1 + (
) .t2 + (
) .t3 ].n 1. L h =  5,6.109
T
T
T

(chu kì)

Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn:

NFE2 =

T
0,5T2 6
0, 4T3 6
60.c.[ ∑( 1 ) 6 .t1 + (
) .t2 + (
) .t3 ].n 2 . L h =1
  ,7.109
T
T
T

(chu kì)

- NHO - Số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc.
NHO = 30HB2,4

(Trang 222 Sách Cơ sở Thiết

Kế Máy)
- Số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh nhỏ:
7

NHO1 = 30.250

2,4

=1,7.10 (chu kì)

- Số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh lớn:
7

NHO2 = 30.220

2,4

=1,26.10 (chu kì)

NFO - Số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn.
6

Đối với tất cả các loại thép thì : NFO = NFO1 = NFO2 = 5.10 (chu kì)
16


|

Vì

NHE1 > NHO1 =

NHE2 > NHO2 =

7,9.109

7

> 1,7.10

2, 4.109

; NFE1 > NFO1 =
7

> 1,26.10

Nên

KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

Với :

KFL, KHL - Hệ số tuổi thọ

; NFE2 > NFO2 =

[ σ H1 ] =
Vậy: Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ:

[σH2] =
Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn:

5,6.109

1,7.109

6

> 5.10
6

> 5.10

570.0,9
.1 = 466
1,1
510.0,9
.1 = 417,3
1,1

(MPa)

(MPa)

Do là bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn:

[σH ]

Vậy

≈ 0, 45.([ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] ) = 397, 485

[σH ]

thỏa mãn điều kiện.

3.4 Ứng suất uốn cho phép.
Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng

σ

suất uốn được tính theo công thức sau:

éσ F ù= OF lim .K FL .K FC
ë û
sF

(6.47 Sách Cơ sở TKM)

K FC

: Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi.

Do ở đây quay một chiều nên:

K FC

= 1.

17


|

sF
sF

- Hệ số an toàn tra bảng 6.13 (Trang 223 Sách Cơ sở TKM) ta được:

= 1,75

σ OF lim

- giới hạn mỏi uốn tra bảng 6.13 (Trang 223 Sách Cơ sở TKM) ta

được:

σ OF lim1
σ OF lim 2

[ σ F1 ] =
Vậy :

= 1,8HB = 1,8.250 = 450 (MPa)

= 1,8HB = 1,8.220 = 396 (MPa)

σ OF lim1
450
.K FL1.K FC =
.1.1 = 257
sF
1,75

[σF 2 ] =

(MPa)

σ OF lim 2
396
.K FL 2 .K FC =
.1.1 = 226,3
sF
1,75

(MPa)

3.4 Các thông số bánh răng.

Do các bánh răng đối xứng các ổ trục nên

ψba

= 0,3 ÷ 0,5 chọn

ψba

= 0,3 theo

bảng 6.15 (Trang 223 Sách Cơ sở TKM)

Với

ψba

- hệ số chiều rộng vành răng.

ψbd = ψba

( u1 +1)
2

= 0,3.

3,3 +1
= 0,645
2

18


|

Theo bảng 6.4 (Trang 209 Sách Cơ sở Thiết Kế Máy) ta chọn hệ số phân bố

không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng

KH β

và

KFβ

(ứng với ψbd =

0,645 và HB <350)

K H β = 1,01

và

K F β = 1,02

3.5 Xác định khoảng cách trục aw
Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh bị dẫn:

aw = K a (u1 +1) 3

T1K Hβ
ψba ( σ H

)

2

u1

= 43.( 3,3 +1) 3

153378,7.1,01
2

0,3.( 397, 48) .3,3

= 184,3mm

Tra bảng 6.5[1], ta có
Theo tiêu chuẩn do hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển nên ta chọn
bằng khoảng cách trục cấp nhanh là:

aw = 200 mm

3.6 Môđun bánh răng.

m=

( 0,01 ÷ 0, 02 ) aw = ( 0, 01 ÷ 0, 02 ) .200 = 2 ÷ 4

Ứng với HB1,HB2 <350 HB

Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 3 mm ( theo trang 195 [NHL] )
3.7 Số răng của bánh răng.
- Xác định số răng và góc nghiêng răng:
Từ điều kiện 80 ≤ β ≤ 200
19


|

2a .cos8o
2a .cos20o
w
=>
≥Z ≥ w
1
m (u + 1)

m (u + 1)
n
n

2.200.cos8o
2.200.cos20o
<=>
≥ Z1 ≥
3.(3,3 + 1)
3.(3,3 + 1)


30,7

≥

Z1

≥

29,1

Chọn số răng bánh dẫn: Z1 = 30 răng
Z2 =

30.3,3 = 99

Chọn số răng bánh bị dẫn: Z2 = 99 răng

- Góc nghiêng răng: β = arccos

u '1 =

- Tính lại tỉ số truyền:

- Sai số tỉ số truyền:

3.30.(3,3 +1)
2.200

Z 2 99
= = 3,3mm
Z1 30

0

= 14 38

; Δu < 2% (thỏa)

u' − u
3,3 − 3,3
1 1
∆u =
=
= 0,0% < 2%
1
u
3,3
1

3.8 Kích thước bộ truyền bánh răng
- Đường kính vòng chia:

d1 =

d2 =

mZ1
3.30
=
≈ 93(mm)
cosβ cos(14,38)
mZ 2
3.99
=
≈ 306,6(mm)
cosβ cos(14,38)

- Đường kính vòng đỉnh:
da1 = d1 + 2.m = 93 + 2.3 = 99 (mm)

20


|

da2 = d2 + 2.m = 304,42 + 2.3 = 312,6 (mm)
- Đường kính vòng lăn:

d w1 = d1 ; d w 2 = d 2

- Đường kính vòng chân răng: df = dw – 2,5m
df1 = dw1 – 2,5m =93– 2,5.3 = 85,5 (mm)
df2 = dw2 – 2,5m = 304,42 – 2,5.3 = 299,1 (mm)
- Tính lại khoảng cách trục:

aw =

m(Z 2 + Z1 ) 3.(99 + 30)
=
≈ 200(mm)
2cosβ
2.cos(14,38)

- Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn:

bw2 = b2 = ψba .aw = 0,3.200 = 60 (mm)

Bánh dẫn:

bw1 = b1 = b2 + 5 = 60 + 5 = 65 (mm)

3.9 Vận tốc vòng v và cấp chính xác bộ truyền
v=

- Vận tốc vòng bánh răng:

π .d w1nI π .93.462
=
= 2,25 m / s

60000
60000

Tra bảng 6.13 (Trang 204 Sách Cơ sở TKM)
Ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là Cấp 9
3.10 Hệ số tải trọng động KHV và KFV
Hệ số tải trọng động theo tra bảng 6.6 (Trang 211 Sách Cơ sở Thiết Kế Máy), ta
chọn:
KHV = 1,02 và KFV = 1,04
3.11 Lực tác dụng lên bộ truyền

- Lực vòng:

Ft1 =

2T1cosβ 2.153378, 7.cos(14,38)
=
= 3301,62(N)
mZ1
3.30
21


|

- Lực dọc trục:

Fa1 = Ft1 .tanβ = 3301,62.tan(14,38) = 846,5 (N)

Fr1 =

- Lực hướng tâm:

Ft1.tan(20) 3301, 62.tan(20)
=
= 1240,55(N)
cos β
cos(14,38)

3.12 Kiểm nghiệm về độ bền ứng suất tiếp xúc.
a) Ứng suất tiếp xúc tính toán
σ

H

=

Z

M

.Z
d

H

.Z

w1

ε

2.T .K .(u + 1)
I H
b .u
w

(6.86 Trang 241 Sách

Cơ sở TKM)
Trong đó : - ZM - Cặp bánh răng bằng thép ZM = 275 (MPa)
- ZH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =

2cos β
sin 2α tw

(6.87 Trang 241 Sách Cơ

sở TKM)

 tan(20) 
 tan α nw 
=
arctan
= 19o ,35
÷

÷

 cosβ 
 cos(14,58) 

α tw = arctan 
Với:

→ ZH =

Zε

2.cos(14,38)
sin(2.19, 35)

= 1, 72

- Hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc

Zε =

1
1
=
= 0, 77
εα
1, 628

(6.88 Trang 241 Sách Cơ

sở TKM)

22


|

Với:



1



 z1

ε α = 1,88 − 3, 2 

+

1 


 1 1 
÷ cosβ =  1,88 − 3, 2  + ÷ cos(14,38) = 1,66
z2 
 30 99  


→ Z ε = 0, 77

- KH - Hệ số tải trọng tính :
K H = K H β .K Hv .K H α = 1, 01.1, 02.1,13 = 1,16

- KHα = 1,13 (tra bảng 6.11 Trang 213 Sách Cơ sở Thiết Kế Máy)

→ σH =

275.1, 72.0, 77

2.153378, 7.1,16.(3, 3 + 1)

93

60.3, 3

= 344, 26( MPa )

b) Ứng suất cho phép

[σ ] = σ
H

0 H lim

.

K HL .Z R .Z V .K l .K xH
sH

(6.39 Trang 241 Sách

Cơ sở TKM)
Trong đó :

Zr - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: Zr = 0,95
Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì:
Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.2,250,1 = 0,921
Kl - Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường

Kl = 1
SH - Hệ số an toàn: SH = 1,1 (tra bảng 6.13 Trang 223 Sách Cơ sở
TKM)
KXH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

23


|

K xH = 1, 05 −

→ [ σ H ] = [ σ 0 H min ] .

d
93
= 1, 05 − 4 = 1, 02
4
10
10

K HL .Z R .Z V .K l .K xH
1.0,95.0,921.1.1,02
= 510.
= 413,77( MPa)
sH
1,1

Từ các kết quả trên :
σ H = 334, 26( MPa ) < [ σ H ] = 413, 77( MPa )

Vậy độ bền tiếp xúc được thỏa
3.11 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn
a) Tính toán kiểm nghiệm
Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52 Trang 227 Sách Cơ sở TKM):

[ σ F ] = σ 0 F lim

K HLYRY x .Yδ K FC
sF

Trong đó: - KFC = 1 (quay 1 chiều)
- Hệ số ảnh hưởng độ nhám : YR = 1 khi phay và mài răng
- Hệ số kích thước khi tôi bề mặt và thấm Nitơ:
Yx = 1,05 - 0,005m = 1,05 - 0,005.3 = 1,035
- Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng ứng suất:

Yδ = 1,082 − 0,172log.m = 1,082 − 0,172log3 = 1

[ σ F1 ] = [ σ F1 ] YRY x .Yδ K FC = 257.1.1,035.1.1 = 266( MPa)
[ σ F 2 ] = [ σ F 2 ] YRY x .Yδ K FC = 226,3.1.1,035.1.1 = 234, 22( MPa)

3.12 Hệ số dạng răng
Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80 Trang 236 Sách Cơ
sở TKM):

24


|

YF = 3, 47 +

13, 2 27,9x
−
+ 0, 092x 2
zv
zv

Trong đó: Số răng tương đương:
z1
30
z v1 =
=
= 33
3
3
cos β cos (14,38)
z2
99
zv 2 =
=

= 109
3
3
cos β cos (14,38)

YF 2


Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

[ σ F1 ] =
-

Bánh dẫn :

YF 1

13, 2
= 3,87
33
13, 2
= 3, 47 +
= 3,6
109

YF 1 = 3, 47 +

257
= 66, 4
3,87

[ σ F 2 ] = 226,3 = 63
-

Bánh bị dẫn :

YF 2

3, 6

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn, ta thấy độ bền bánh bị dẫn thấp hơn,
nên ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn.
b) Ứng suất uốn tính toán:
OF2 =

YF2 .Ftl .K FV .FFB .K Fα .Yε .Yβ
bm .m

(6.78 Trang 235 Sách Cơ sở TKM)
Hệ số tải trọng tính:

K F = K F β K Fv K Fα = 1,02.1,04.1,13 = 1,2
Với KFα = 1,13

= 0,83
= 0,625

σF2 =

Vì :

3,6.3301, 62.1, 2.0,83.0,625
= 41,1
60.3

σ F 2 = 41,1 < [ σ F 2 ] = 226,3

(N/mm2)

N/mm2
25