Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Mục lục
Phần I. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Chọn động cơ.
Tr3
Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí.
Tr5
Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.

Tr6

Phần II. Thiết kế các bộ truyền.
A). Bộ truyền trong hộp .
Chọn vật liệu.
Tr8
Xác định các loại ứng suất cho phép.
Tr8
Tính toán cho cấp nhanh.
Tr11
Tính toán cho cấp chậm.
Tr17
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.
Tr24
Bảng thông số bộ truyền xích.
Tr27

Phần III. Thiết kế trục và chọn ổ lăn.
A). Thiết kế trục .

Sơ đồ phân tích lực của hệ dẫn động.
Tr28
Giá trị của các lực ăn khớp.
Tr28
Tính sơ bộ trục.
Tr30
Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực.
Tr30
Xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục.
Tr31
Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
Tr35
Tính kiểm nghiệm độ bền của then.
Tr37
B). Chọn ổ lăn.

Tr23


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 và các chi tiết khác.

Tính toán các yếu tố của vỏ hộp.
Tr42
Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.
Tr43
Bảng kê các kiểu lắp.
Tr44

Tài liệu tham khảo và tra cứu.
Đồ án đợc thiết kế dựa trên các tài liệu sau đây :
+ Chi tiết máy T 1 , T 2 - Nguyễn Trọng Hiệp (1999)
+ Hỡng 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 đợc 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

Đề số 9 :

án môn học chi tiết máy

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Sơ đồ hệ thống dẫn động:

T m m = 1,4T 1
T 2 = 0,6T 1
t 1 = 2 (h)

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


Trong đó:
1. Động cơ
Nối trục đàn hồi

2.

3. Hộp giảm tốc
4. Bộ truyền

xích
5. Băng tải
Số liệu thiết kế:
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
Nhiệm vụ thiết

Lực kéo băng tải :
F = 3000 (N)
Vận tốc băng tải :
v = 1,35 (m/s)
Đờng kính tang :

D = 280 (mm)
Tuổi thọ hệ thống :
t h = 6500 (h)
Số ca làm việc :
Số ca = 2
Đặc tính làm việc :
Va đập nhẹ
Góc nghiêng đờng nối tâm bộ truyền ngoài :
kế:

25 0

* Bản thuyết minh về thiết kế và tính toán.
(Khổ A 0 )
* Bản vẽ hộp giảm tốc.
* 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 hởng lớn
đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng nh các bộ truyền ngoài hộp. Để chọn đợc 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 đợc công suất cần thiết của động cơ. Công suất cần thiết của
động cơ đợc
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 toán 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 đơng 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)
P t =P t d với

Ptd

P1 .

2
i 1

Pi
P1

2

.

ti
2

( kW )
ti

i 1

Trong đó:
Ptd (kW) là công suất tơng đơng 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:

Ptd

P1
P1

P1 .

2

P2
P1

.t 1
t1

t2

2

.t 2
kW

T 2 =0,6T 1 =>P 1 >P 2
F.v
Vậy ta có theo công thức (2.11):
P1 Plv
kW
1000
Với :
F=3000(N) là lực kéo băng tải.
v=1,35(m/s) là vận tốc băng tải.
3000.1,35
=>
P1
4,05 kW
1000

Từ biểu đồ tải trọng ta có:

Ta lại có:
P2
P1

T2
T1

0,6

t 1 =2(h)

và

t 2 =5(h);t c k = t 1 +t 2 =2+5=7(h)
Vậy ta có công suất t ơng đơng là:

Ptd

P1 .

P1
P1

2

.t 1
t1

P2
P1
t2

2

.t 2
4,05.

1 2 .2 0,6 2 .5
2 5

2,984 kW


=>P t =P t d =2,984(kW)
Mà hiệu suất truyền động ( ) đợc tính dựa trên hiệu suất các bộ truyền
trong hệ thống dẫn động
theo công thức (2.9):
= k. ol. br1. br2. x
Trong đó trị số hiệu suất của các loại bộ
truyền và ổ đ ợc tra trong bảng 2-3 (Tr.19 )
k

1là hiệu suất bộ truyền khớp nối

trục
từ trục động cơ sang trục I .
4
là hiệu suất các cặp ổ lăn

o l =(0,99)
đợc 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 =0,97là 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)
là hiệu suất bộ truyền xích làm việc trong điều kiện che kín
x =0,96
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
Pt
2,984
Pct
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):
60.v v
n lv
p
.D
Trong đó:
v =1,35(m/s) vận tốc băng tải.
D= 280(mm)=0,28 (m) đờng kính tang quay của băng tải.


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 = 2760(v/p)
=> n c t =n l v .u s b =92.30 = 2760(v/p) ;
n đ b =3000(v/p)
Chọn đợc số vòng quay đồng bộ của động cơ là:
*) Chọn động cơ.
Dựa trên các yêu cầu của động cơ về momen mở máy và công suất cần
thiết để đảm bảo động cơ
làm việc tốt là:
Pđc
Pct

nđb nct
Tmm
Tk
1,4
T
Tdn
Với T là momen tải trọng lớn nhất T=T 1 .
=>

n lv

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 máy Động cơViệt-Hung chế tạo với kiểu động cơ K132S2
có các thông số sau:
Công suất Vận tốc
I K /I d n
Cos
(kW)
(v/p)
4,0
2890
0,90 6,8

T K /T d n
2,5

Đ/k trục độngKhối lợng
cơ (mm)
(kg)

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 đợc
*)-Xác định tỉ số truyền u t của hệ thống dẫn động.
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động đợc xác định bằng tỉ số của số vòng quay đầu
vào của bộ
truyền và số vòng quay đầu ra của bộ truyền
n dc
ut
(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.
n dc 2890
ut
31,52 (lần);
u t = 31,52 (lần )
=>
n lv
92
*)-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
un

ut
u k .u x

31,52
12,6
1.2,5

(lần)
Đây là hộp giảm tốc khai triển, tính toán theo điều kiện bôi trơn và yêu
cầu thể tích hộp nhỏ nhất
có thể đợc. 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 :
ut
31,52
ux
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
đợc công suất, momen,
và số vòng quay trên các trục 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:
P
3,44
Tdc 9,55.10 6. ct
.9,55.10 6 11367( Nmm)
n dc 2890
b). Trên trục 1:
Số vòng quay: n 1

n dc
uk

2890
1

2890( v / p)

P 1 =P c t . k . o l
=3,44.1.0,99=3,4(kW)
3,4
6 P1
.9,55.10 6
Momen xoắn trên trục: T1 9,55.10 .
n 1 2890
Công suất trên trục:

11235( Nmm)

c). Trên trục 2:
Số vòng quay: n 2

n1
u1

Công suất trên trục:

2890
701,3( v / p)
4,121
P 1 =P 1 .

br1

.

ol

=3,4.0,97.0,99=3,269(kW)


Momen xoắn trên trục:

T2

9,55.10 6.

P2
n2

3,269
.9,55.10 6
701,3

44516( Nmm)

d). Trên trục 3:
Số vòng quay: n 3

n2
u2

701,3
3,17

221,23( v / p)

P 1 =P 2 .

Công suất trên trục:
Momen xoắn trên trục:

T3

o l =3,269.0,97.0,99=3,14(kW)
P
3,14
9,55.10 6. 3
.9,55.10 6 135547( Nmm)
n 3 221,23
br2

.

e). Trên trục công tác:
Số vòng quay: n lv

n3
ux

Công suất trên trục:
Momen xoắn trên trục:

221,23
2,413

92( v / p)

P l v =P 3 .
Tlv

=3,14.0,96.0,99=2,98(kW)
P
2,98
9,55.10 6. lv
.9,55.10 6 309337( Nmm)
n lv
92
x

.

ol

Từ kết quả tính toán ở trên ta có bảng thông số sau:
Trục
T.số
u(lần)
P(kW)
n(v/p)
T(Nmm)

Động cơ
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
thờng (nhóm I) có độ rắn HB 350. Bánh răng đợc thờng hoá hoặc tôi cải thiện.
Theo bảng 6.1(Tr. 92,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đợc loại vật liệu cho cả bánh dẫnvà bánh
bị dẫn
nh sau:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241285
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 đợc xác định theo công thức (6.1):
H

o
H lim

SH

.Z R .Z v .K xH .K HL

Trong đó:
ư
ư
ư
ư
ư
ư

ZRHệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
ZvHệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng.
KxH Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
o
Hlim ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

SHHệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
KHL Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời gian phục
vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
Với bớc tính sơ bộ lấy ZR.Zv.KxH=1
Hệ số KHL đợc xác định theo công thức (6.3):
N
K HL m H HO
N HE
Trong đó:
ư mHBậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc,
vớiđộ rắn mặt răng HB 350ta có mH=6
ư NHO Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NHO=30.(HHB)2,4
ư HHB Độ rắn Brinen
ư NHE Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.
ứng với trờng hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHEđợc tính theo công thức (6.7) :
N HE

60.c.

Ti
Tmax

3

.n i .t i

Trong đó:
ư

Ti,ni,ti:lần lợt là momen xoắn số vòng quay và số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ư Tmax:momen xoắn lớn nhất.
ư c:số lần ăn khớp trong một vòng quay(c=1)
Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB241285)
Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có:
o
Hlim=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.
H1 H2+(10 15)HB


Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=265 ,độ rắn bánh lớn HB2=255
ứng suất tiếp xúc cho phép.
o
Hlim1=2.HB1+70=2.265+70=600(MPa)
o
Hlim2=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:
3
Ti
t
N HE 2 60.c.n 2 .t h .
. i

Tmax
ti
60.1.703,7.6500 13.

N HE 2

2
7

0,6 3.

5
7

1,159.10 8

=

=> NHE2>NHO2=1,79.107=>NHE1>NHO1=1,96.107
Do đờng cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NHO có dạng gần đúng là một
đờng thẳng
song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi.Vì
vậy ta
lấy NHE=NHOđể tính, do đó KHL=1.
=> NHE2=NHO2;NHE1=NHO1
=> KHL=KHL1=KHL2=1
Thay các giá trị KHL,ZR.Zv.Kxvào công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép ta có:
H

H 1

o
H lim

SH
o
H lim 1

SH

.Z R .Z v .K xH .K HL
600
1,1

o
H lim

SH

.1.1

o
H lim

SH

545,45( MPa )

o
H lim 2

580
527,27(MPa )
SH
1,1
Cấp nhanh sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép
H 2

là:
= H 2=527,27(MPa)
Cấp chậm sử dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép
H n

là:
=( H 1+ H 2)/2=(545,45+527,27)/2=536,36(MPa)<1,25 H 2
ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép là: H max=2,8. ch=2,8.580=1624(MPa)
H c

2. ứng suất uốn cho phép
F .
ứng suất uốn cho phép F đợc xác định theo công thức (6.2):
F

ư

o
F lim

SF

.YR .Ys .K xF .K FC .K FL

Trong đó:
YRHệ số xét đến độ nhám của mặt lợn chân răng.


ư
ư
ư
ư
ư
ư

YsHệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất .
KxF Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng tới độ bền uốn.
KFCHệ số xét đến ảnh hởng đặt tải bộ truyền quay một chiều KFC=1
o
Flim ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
SFHệ số an toàn khi tính về uốn
KFL Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời gian phục
vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
Với bớc tính sơ bộ lấy YR.Ys.KxF=1
Hệ số KHL đợc xác định theo công thức (6.4):
K FL

mF

N FO
N FE

Trong đó:
ư

mFBậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn,
vớiđộ rắn mặt răng HB 350ta có mF=6
ư NFO Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
NFO=4.106
ư NFE Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.
ứng với trờng hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHEđợc tính theo công thức (6.8):
N FE

60.c.

Ti
Tmax

mF

.n i .t i

Trong đó:
ư

Ti,ni,ti:lần lợt là momen xoắn số vòng quay và số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ư Tmax:momen xoắn lớn nhất.
ư c:số lần ăn khớp trong một vòng quay(c=1)
Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB241285)
Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có:
o

Flim=1,8HB;SF=1,75
ứng suất uốn cho phép.
o
Flim1=1,8.HB1=1,8.265=477(MPa)
o
Flim2=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:
mF
Ti
t
N FE 2 60.c.n 2 .t h .
. i
Tmax
ti
N FE 2

60.1.703,7.6500 16.

2
7

0,6 6.

5
7

8,756.10 8

=

=> NFE2>NFO2=4.106=>NFE1>NFO1=4.106
Do đờng cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NFO có dạng gần đúng là một
đờng thẳng
song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn không thay đổi.Vì vậy
ta lấy
NFE=NFOđể tính, do đó KFL=1.
=> NFE2=NFO2;NFE1=NFO1
=> KFL=KFL1=KFL2=1


Thay các giá trị KFL,KFC,YR.Ys.KxFvào công thức tính ứng suất uốn cho phép ta có:
F

F 1

F 2

o
F lim

SF
o
F lim 1

SF

o
F lim 2

SF

.YR .Ys .K xF .K FC K FL

o
H lim

SH

.1.1.1

o
F lim

SF

477
272,57(MPa )
1,75
459
262,28( MPa )
1,75

ứng suất uốn quá tải cho phép là:

F max

=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 awđợc xác định theo công thức(6.15a):
T.K H
a w K a .( u 1).3
(1)
2
H .u. ba
Trong đó:
KaHệ 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.
baHệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răngbwvà khoảng cách trụcaw.
ba=bw/aw
Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng (thépthép) 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 H1vàH2 350HBchọn ba1=0,25.
Với u=u1=4,121=> bd1=0.53 ba1.(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 =
H n=527,27(MPa)
Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có:
T1 .K H
11235.1,07
a w1 K a .( u 1 1).3
49,5.(4,121 1).3
88,1( mm)
2
527,27 2 .4,121.0,25
H n .u 1 . ba1
2.
a)

b)

Lấyaw1=90(mm).
Xác định các thông số ăn khớp.
Chọn mođun.
Từ khoảng cách trụcaw1 ta xác định đợc mođun theo công thức (6.17):
m1=(0,01 0,02).aw1=(0,01 0,02).90==(0,9 1,8)(mm)
Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn đợc mođun theo tiêu chuẩn là: m1=1,5
Xác định số răng và tỉ số truyền thực.
Tổng số răng zt:


zt

z1

z2

2.a w1
m1

2.90
120 (răng) mà z2=u1.z1
1,5

Vậy số răng bánh nhỏz1:
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=120ư23=97(răng)
Suy ra tỉ số truyền thực là: um1=z2/z1=97/23=4,217(lần)
Sai số tỉ số truyền là:
u=um1ưu1=4,217ư4,121=0,096
=> u=u.100%/u1=0,096.100%/4,121=2,34%
Với u=2,34%<4%bộ truyền đợc 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:
2T1 .K H .( u m1 1)
Z M .Z H .Z .
(2)
H

H
b w1 .u m1 .d 2w1
z1

Trong đó:
ư

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 đợc ZM=274(MPa1/3)
ư
ZH Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
ư
Z Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
ư
KHHệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
ư
dw1Đờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
ư
bw1Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
ư
H ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)
ư
T1 Momen xoắn trên trục T1=11235(Nmm)
ư
um1Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp nhanhum1=4,217(lần)
+) Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH đợc xác định theo công thức (6.34):
2. cos b
ZH
sin 2 tw

ư
ư

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở b đợc xác định theo công thức :
b=arctg(cos t1.tg )
Góc prôfin răng tđợc xác địnhnh 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 twđợc xác định theo công thức:
tw1=arccos[(a1.cos t1)/aw1]
Do bánh răng trụ răng thẳng nên khoảng cách trục chia a1:a1=aw1=90mm
=> tw1=20
Vậy:

ZH

2. cos b
sin 2 tw1

2. cos 0
sin 2(20 )

1,764

+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Z đợc xác định theo công thức (6.36a):

4

vì hệ số trùng khớp dọc =bw1.sin /(m1. )=0
3
Với hệ số trùng khớp ngang:
1
1
1
1
1,88 3,2
. cos
1,88 3,2
.1 1,708
z1 z 2
23 97
Z

ư

4

4 1,708
0,874
3
3
+) Đờng kính vòng lăn bánh chủ động dw1:
2.a w1
2.90
d w1
34,5(mm)

u m1 1 4,217 1
+)Bề rộng vành răng bánh chủ độngbw:
bw1=aw1. ba1=90.0,25=22,5(mm).Chọnbw1=23(mm)
+) Vận tốc vòngv1:
.d w1 .n 1
.34,5.2890
v1
5,22( m / s)
60000
60000
+) Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH đợc xác định theo công thức (6.39):
KH= KH .KH .KHv
Trong đó:
ư 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
ư 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 đợc KH =1,07.
KHvHệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc
Xác định hệ số KHvtheo công thức (6.41):
H .b w1 .d w1
K Hv 1
2.T1 .K H .K H
=>

Z

Trong đó:

H

ư
ư
ư

H .g o .v 1 .

a w1
u m1

(6.42)

Hệ số xét đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15 ứng với
HB1,HB2<350HB và loại răng thẳng không vát đầu ta đợc trị số H=0,006.
goHệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và bánh 2
v1Vận tốc vòng của bánh răng (m/s).
H

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

H

H .g o .v 1 .

K Hv

Vậy:

=>

1

a w1
u m1

0,006.56.5,22.

H .b w1.d w1

2.T1.K H .K H

1

90
4,217

8,1

8,1.23.34,5
1,267
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 hởng của vận
tốc vòng

đợc 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
Đờng 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 đợc ở trên vào công thức(2)ta có:
2T1 .K H .( u m1 1)
2.11235.1,356.(4,217 1)
Z M .Z H .Z .
274.1,764.0,874.
H
2
b w1 .u m1 .d w1
23.4,217.34,5 2
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

b w1

ba1 .a w1 .

H
H

495,7
0,25.90.
502,4

2

21,9(mm)

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 đợc vợt quá
giá trị cho phép (theo công thức (6.43),(6.44)):
2T1 .K F .Y .Y .YF1
(3)
F1
F1
b w1 .d w1 .m
F1 .YF 2
(4)
F2

F2
YF1
Trong đó:
ư
Y Hệ số xét đến độ nghiêng của răng , với răng thẳng Y =1.
ư
Y Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
ư
YF1 Hệ số dạng răng của bánh 1.
ư
YF2 Hệ số dạng răng của bánh 2.
ư
KFHệ số tải trọng khi tính về uốn.
ư
dw1Đờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
ư
bw1Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
ư
F1 ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 (Mpa)(tính chính xác)
ư
F2 ứng suất uốn cho phép của bánh răng 2 (Mpa)(tính chính xác)
ư
T1 Momen xoắn trên trục T1=11235(Nmm)
+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răngY đợc xác định nh sau:
Y =1/ với
=1,708(tính đợc ở trên)
=>Y =1/ =1/1,708=0,585
+) Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF1,YF2:
Số răng tơng đơng đợc xác định theo công thức sau:

z v1

z1

z v2

;

3

z2

cos
cos 3
Do đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng lên: zv1=z1=23;zv2=z2=97
Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnh bằng x=
0 và:

ư

Số răng tơng đơng zv1=23=>YF1=4
Số răng tơng đơng zv2=97=>YF2=3,6
+) Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF đợc xác định theo công thức(6.45):
KF= KF .KF .KFv
Trong đó:
ư 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
ư 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 đợc KH =1,17.
KFvHệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
Xác định hệ số KFvtheo công thức(6.46):
F .b w1 .d w1
K Fv 1
2.T1 .K F .K F
Trong đó:
F

ư
ư
ư
=>
Vậy:

F .g o .v 1 .

a w1
u m1

(6.47)

Hệ số xét đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15 ứng với
HB1,HB2<350HB và loại răng thẳng không vát đầu ta đợc trị số F=0,016.
goHệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và bánh 2,
go=56
v1Vận tốc vòng của bánh răng v1=5,22 (m/s).
F

F

F .g o .v 1 .

K Fv

1

a w1
u m1

0,016.56.5,22.

F .b w1 .d w1

2.T1 .K F .K F

1

90
4,217

21,6

21,6.23.34,5
1,652
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 đợc
xác định:
=>
Ys=1,08ư0,0695ln(1,5)=1,052
Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng thờng bánh răng phay thì
YR=1
Đờng 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 đợc
xác định:
=>
Ys=1,08ư0,0695ln(1,5)=1,052
Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng thờng bánh răng phay thì
YR=1
Đờng 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 đợc ở trên vào công thức(3)&(4)ta có:
2.T1 .K F .Y .Y .YF1 2.11235.1,933.0,585.1.4
89,27
F1
b w1 .d w1 .m

22.34,5.1,5
89,27.3,6
F1 .YF 2
80,343
275,92( MPa )
F2
F2
YF1
4
Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn

F1

286,74(MPa )

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 thờng).
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:
Tmax Tmm
K qt
1,4
T
T
Trong đó :
ư
T Momen xoắn danh nghĩa.
ư
TmaxMomen xoắn quá tải.

ư
Tmm Momen mở máy.
+) Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không đợc
vợt quá một giá trị cho phép (6.48):
H max
H K qt
H max
Với các giá trị đợc tính ở trên:
H=495,7(MPa)
H max=1624(MPa)
495,7. 1,4
=>
H max
H K qt

598,52

H max

+) Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất uốn
cực đại tại
mặt lợn chân răng không vợt quá giá trị cho phép(6.49):
F max
F K qt
F max
Với các giá trị đợc tính ở trên:
F1=89,27(MPa)
F2=80,34(MPa)
F max=464(MPa)

=>

F1 max

F1 .K qt

89,27.1,4 124,98( MPa )

F max

F 2 max

F 2 .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 awđợc xác định theo công thức:
T.K H
a w K a .( u 1).3
(1)
2

H .u. ba
Trong đó:
KaHệ 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.
Hệ
số quan hệ giữa chiều rộng vành răngbwvà khoảng cách trụcaw.
ba
ba=bw/aw
Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng (thépthép) 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 H1vàH2 350HBchọn ba2=0,35
Với u=u2=3,17=> bd2=0.53 ba2.(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 =
H C=536,36(MPa)
Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có:
T2 .K H
44516.1,05
a w 2 K a .(u 2 1).3
43.(3,17 1).3
94,5( mm)
2

2
536
,
36
.
3
,
17
.
0
,
35
.
u
.
H c
2
ba 2

c)

Lấyaw2=100(mm).
2. Xác định các thông số ăn khớp.
Chọn mođun.


2(mm)
d)

Từ khoảng cách trụcaw2 ta xác định đợc mođun pháp mn theo công thức sau:

mn=(0,01 0,02).aw2=(0,01 0,02).100==(1 2)(mm)
Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn đợc mođun theo tiêu chuẩn là: m1=
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 nhỏz1đợc xác định theo công thức:
2.a w 2 . cos
2.100. cos 16
z3
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=um2ưu2=3,174ư3,17=0,004
=> u=u.100%/u2=0,004.100%/3,17=1,26%
Với u=1,26%<4%bộ truyền đợc đảm bảo.
+) Xác định chính xác góc nghiêng
m n ( z 3 z 4 ) 2.( 23 73)
cos
0,96 => =16 15'
Ta có:
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:
2T2 .K H .( u m 2 1)
Z M .Z H .Z .
(2)
H
H
b w 3 .u m 2 .d 2w 3
Trong đó:
ư

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 đợc ZM=274(MPa1/3)
ư
ZH Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
ư
Z Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
ư
KHHệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
ư
dw3Đờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
ư
bw3Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
ư
H ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)
ư
T2 Momen xoắn trên trục T2=44516(Nmm)
ư
um2Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp chậmum2=3,174(lần)
+) Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH đợc xác định theo công thức sau:
2. cos b

ZH
sin 2 tw

ư

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở b đợc xác định theo công thức :
b=arctg(cos t2.tg )
Góc prôfin răng tđợc xác địnhnh sau:
t2=arctg(tg /cos )
Trong đó:
Góc prôfin gốc xác định theo TCVN 1065 71, =20


ư

Góc nghiêng răng =16 15'
=> t2=20 45'=> b=15 15'
Góc ăn khớp twđợc xác định theo công thức:
tw2=arccos[(a2.cos t2)/aw2]
Khoảng cách trục chia a2:
a2=0,5mn.(z4+z3)/cos =0,5.2.(73+23)/0,96=100(mm)=aw2
=> tw2= t2=20 45'
Vậy:

ZH

2. cos b
sin 2 tw 2

2. cos 15 15'

sin 2( 20 45' )

1,706

+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Z đợc xác định theo công thức sau:
1
b w1 . sin
35. sin 16 15'
Z
1,56 >1
vì hệ số trùng khớp dọc
mn .
2.
Với hệ số trùng khớp ngang:
1
1
1
1
1,88 3,2
. cos
1,88 3,2
.0,96 1,629
z1 z 2
23 73

Vậy:
Z

ư

1

1
1,629

0,783

+) Đờng kính vòng lăn bánh chủ động dw3:
2.a w 2
2.100
d w1
47,92( mm)
u m 2 1 3,174 1
+)Bề rộng vành răng bánh chủ độngbw3:
bw3=aw2. ba2=100.0,35=35(mm).Lấybw3=35(mm)
+)Vận tốc vòngv2:
.d w 3 .n 2
.47,92.701,3
v1
1,76( m / s)
60000
60000
+) Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH đợc xác định theo công thức:
KH= KH .KH .KHv
Trong đó:
ư 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.
ư 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=0,774và sơ đồ 5 chọn đợc KH =1,05.
KHvHệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc
Theo bảng6.14(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 KHvtheo công thức:
H .b w 3 .d w 3
K Hv 1
2.T2 .K H .K H


Trong đó:
H .g o .v 2 .

H

ư

a w2
u m2

Hệ số xét đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15 ứng với
HB1,HB2<350HB và loại răng tnghiêng ta đợc trị số H=0,002.
goHệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 3 và bánh 4
v2Vận tốc vòng của bánh răng (m/s).
H

ư

ư

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

H .g o .v 2 .

H

K Hv

Vậy:
=>

1

a w2
u m2

0,002.73.1,76.

H .b w 3 .d w 3

2.T1 .K H .K H

1

100
3,174

1,442

1,442.35.47,92
1,025
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 hởng 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
Đờng 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 đợc ở trên vào công thức(2)ta có:
2T2 .K H .( u m 2 1)
2.44516.1,216.(3,174 1)
Z M .Z H .Z .
274.1,706.0,783.
H
2
b w 3 .u m1 .d w 3
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

ba 2 .a w 2 .

H
H

0,35.100.

490,1
509

2

32,45( mm)

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 đợc vợt quá
giá trị cho phép :
2T2 .K F .Y .Y .YF1
(3)
F1
F1
b w 3 .d w 3 .m n
F1 .YF 2
(4)
F2
F2
YF1
Trong đó:
ư
Y Hệ số xét đến độ nghiêng của răng.


ư
ư
ư
ư
ư
ư
ư
ư
ư

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.

KFHệ số tải trọng khi tính về uốn.
dw3Đờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
bw3Bề 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=1-16 15'/140=0,8846
+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răngY đợc xác định nh sau:
Y =1/ với
=1,629(tính đợc ở trên)
=>Y =1/ =1/1,629=0,614
+) Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF1,YF2:
Số răng tơng đơng đợc xác định theo công thức sau:
z3
23
z v3
26
3
3
cos
cos 16 15'
z4
73
z v4
82
3
3
cos

cos 16 15'
Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnh bằng x=
0 và:

ư

Số răng tơng đơng zv3=26=>YF1=3,9
Số răng tơng đơng zv4=82=>YF2=3,61
+) Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF đợc xác định theo công thức:
KF= KF .KF .KFv
Trong đó:
ư 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 xácmức làm việc êm9=>KF =1,37
ư 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=0,774và sơ đồ 5 chọn đợc KH =1,12.
KFvHệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
Xác định hệ số KFvtheo công thức:
F .b w 3 .d w 3
K Fv 1
2.T2 .K F .K F
Trong đó:
F

ư

F .g o .v 2 .

a w2
u m2

Hệ số xét đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15 ứng với

F


ư
ư
=>
Vậy:

HB1,HB2<350HB răng nghiêng ta đợc trị số F=0,006.
goHệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 3 và bánh 4,
go=73
v2Vận tốc vòng của bánh răng v2=1,76 (m/s).
F

F .g o .v 2 .

K Fv

1

a w2
u m2

0,006.73.1,76.

F .b w 3 .d w 3

2.T2 .K F .K F

1

100
3,174

4,327

4,327.33.47,92
1,05
2.44516.1,12.1,37

=> KF= KF .KF .KFv=1,12.1,37.1,05=1,61
+) Tính chính xác F1 :
Với mn=2(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất đợc
xác định:
=>
Ys=1,08ư0,0695ln(2)=1,032
Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng thờng bánh răng phay thì
YR=1
Đờng kính đỉnh răng da1=51,92(mm)<700(mm)=>KxF=1
Vậy ứng xuất uốn cho phép là:
F1 =
F1 .YR.Ys.KxF=272,57.1.1,032.1=281,3(MPa)
+) Tính chính xác F2 :
Với mn=2(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất đợc

xác định:
=>
Ys=1,032
Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng thờng bánh răng phay thì
YR=1
Đờng kính đỉnh răng da1=152,1(mm)<700(mm)=>KxF=1
Vậy ứng xuất uốn cho phép là:
F2 =
F2 .YR.Ys.KxF=262,28.1.1,032.1=270,7(MPa)
Thay các giá trị tính đợc ở trên vào công thức(3)&(4)ta có:
2.T2 .K F .Y .Y .YF1 2.44516.1,61.0,614.0,8846.3,9
F1
b w 3 .d w 3 .m n
33.47,92.2
96.3,61
F1 .YF 2
88,9
270,7(MPa )
F2
F2
YF1
3,9
Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn

96

F1

281,3(MPa )

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 thờng).
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:
Tmax Tmm
K qt
1,4
T
T
Trong đó :
ư
T Momen xoắn danh nghĩa.


ư
TmaxMomen xoắn quá tải.
ư
Tmm Momen mở máy.
+) Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không đợc
vợt quá một giá trị cho phép:
H max

H

K qt

Với các giá trị đợc tính ở trên:
H=490,1(MPa)
H max=1624(MPa)

490,1. 1,4
=>
H max
H K qt

H max

580

H max

+) Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất uốn
cực đại tại
mặt lợn chân răng không vợt quá giá trị cho phép:
F max
F K qt
F max
Với các giá trị đợc tính ở trên:
F1=96(MPa)
F2=88,9(MPa)
F max=464(MPa)
96.1,4 145( MPa )
=>
F1 max
F1 .K qt
F 2 max

F 2 .K qt

F max

88,9.1,4 124,5( MPa )

F max

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải.

Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng các thông số của các bộ truyền trong hộp:
Thông số

Giá trị
Cấp chậm
m=1,5(mm)
bw=22(mm)

Mođun
Chiều rộng vành răng
Khoảng cách trục
a =90(mm)
(khoảng cách trục chia) w1
dw1=34,5(mm)
Đờng kính vòng lăn
(đờng kính vòng chia) dw2=145,5(mm)
da1=37,5(mm)
Đờng kính đỉnh răng
da2=148,5(mm)
df1=30,75(mm)
Đờng kính đáy răng
df2=141,75(mm)
db1=32,42(mm)

Đờng kính cơ sở

Cấp nhanh
mn=2(mm)
bw=33(mm)
aw2=100(mm)
dw3=47,92(mm)
dw4=152,08(mm)
da3=51,92(mm)
da4=156,08(mm)
df3=42,92(mm)
df4=147,08(mm)
db3=45,03(mm)


Số răng bánh răng

db2=136,73(mm)
z1=23
z2=97

Góc prôfin gốc
=20
(TCVN105-71)
Góc nghiêng của răng
=0
Góc prôfin răng
t1=20
Góc ăn khớp
tw1=20

Hệ số trùng khớp ngang =1,708
Vận tốc vòng bánh răng v1=5,22(m/s)

db4=142,91(mm)
z1=23
z2=73
=20
=16 15'
t2=20 45'
tw2=20 45'
=1,629
v2=1,76(m/s)

B).Bộ truyền xích.
I)Chọn loại xích.
Theo tính toán ở trên ta có công suất ,số vòng quay và tỉ số truyền trên trục 3 và trục
công tác:
Trục 3: n3=221(v/p);P3=3,14(kW)
Trục công tác: nlv=92(v/p);Plv=2,98(kW)
Tỉ số truyền bộ truyền ngoài: ux=2,413(lần)
Vận tốc tang quay v=1,35(m/s) ,lực kéo băng tải F=3000(N)
Từ đó ta thấy bộ truyền ngoài làm việc với vận tốc, tải trọng không lớn. Xét về tính
kinh tế ta
chọn bộ truyền xích con lăn mà vẫn đảm bảo các yêu cầu kĩ thuật.

II)Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.
1. Số răng đĩa xích.
Để đảm bảo bộ truyền quay đều, động năng va đập nhẹ và tuổi thọ của xích cần
đảm bảo số răng
nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn zmin.Đối với xích con lăn vận tốc trung bình zmin=17ư19.

Theo bảng 5.4 (TR.80,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với ux=2,413(lần) ta chọn đợc:
Số răng đĩa nhỏ là z1=25>zmin
Số răng đĩa lớn đợc xác định nh sau:
z2=ux.z1=2,413.25=60,325Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là:
ux=z2/z1=61/25=2,44
=>% u=(umxưux)/2,413=1,1%
Vậy bộ truyền đảm bảo về tỉ số truyền.
2. Bớc xích p.
Bớc xích p đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Muốn vậy áp suất po
trên mặt tựa
bản lề phải thoả mãn điều kiện
Ft
po
po
Ft:Lực vòng.
A
A: Diện tích mặt tựa bản lề .
[po]: áp suất cho phép
Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đợc cho theo công
thức (5.3):
Pt=P.k.kz.kn [P](1)
Trong đó:
ư
PtCông suất tính toán(kW)
ư
P Công suất cần truyền P=P3=3,14(kW)