Đề tài về thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

MỤC LỤC
Trang
LỜI NÓI ĐẦU
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN...................4
1. Chọn động cơ................................................................................ 5
2. Phân phối tỉ số truyền.....................................................................6
3. Cơng suất và số vịng quay trên các trục....................................... 6
PHẦN II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN......................................................7
I. Thiết kế bộ truyền đai.........................................................................7
1. Chọn loại đai..................................................................................7
2. Khoảng cách trục a.........................................................................8
3. Chiều dài đai...................................................................................8
4. Xác định số đai cần thiết.................................................................9
5. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.......................9
II. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn.....................................................10
1.chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện...............................................10
2,xác định ứng suất cho phép...........................................................10
3,tính tốn bộ truyền bánh răng cơn.................................................12
a) xác định chiều dài.......................................................................12
b) các thông số ăn khớp...................................................................13
c) kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc........................................14
d) kiểm nghiệm răng về độ bền uốn................................................15
e) kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải...........................................17
f) các thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng cơn..................18
III. Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng
1,chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện...............................................19
2,xác định ứng suất cho phép...........................................................19

3,tính tốn bộ truyền bánh răng thẳng..............................................21
a) xác định khoảng cách trục.........................................................22
b) xác định đường kính vịng lăn...................................................22
c) các thơng số ăn khớp..................................................................22
d) các thơng số hình học của bộ truyền..........................................23
e) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc........................................23
f) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn...............................................25
g) Kiểm nghiệm răng về quá tải......................................................26
h) Các thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng thẳng..............27
PHẦN III.TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu.............................................................................27
2. Tính sơ bộ đường kính
trục.......................................................27
Trang 1
SVTH: HỒ CƠNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

3. Phân tích lực tác dụng và chọn chiều cho bánh răng...............28
4. xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực.........................29
5. xác định đường kính và chiều dài cho đoạn trục.....................30
a. tính tốn cho trục I................................................................30
b. tính tốn cho trục II...............................................................33
c. tính tốn cho trục III..............................................................36
6. tính kiểm nghiệm trục về độ b.ền mỏi......................................39
7. tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh........................................41
a) kiểm nghiệm cho trục I..........................................................42

b)kiểm nghiệm cho trục II..........................................................42
c)kiểm nghiệm cho trục
III.........................................................42
PHẦN IV.TÍNH VÀ CHỌN THEN..............................................................43
1. Tính then cho trục 1.................................................................43
2. Tính then cho trục 2.................................................................44
3. Tính then cho trục 3.................................................................45
PHẦN V.TÍNH VÀ CHỌN Ổ TRỤC...........................................................45
Chọn ổ lăn cho tổng trục...............................................................46
1. chọn ổ lăn cho trục I.................................................................46
2. chọn ổ lăn cho trục
II................................................................48
3. chọn ổ lăn cho trụcIII...............................................................50
PHẦN VI.
CHỌN KHỚP NỐI...............................................................52
PHẦN VII. THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC................................................53
PHẦN VIII. BẢN VẼ LẮP VÀ KIỂU LẮP GHÉP.....................................58
PHẦN IX.
TÀI LIỆU THAM KHẢO...................................................59

Trang 2
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

LỜI NÓI ĐẦU
Trong trường ĐH GTVT TP.HCM.Sau khi học xong phần lý thuyết, sinh

viên sẽ bắt tay vào giai đoạn thực hành.Lúc này sinh viên sẽ bắt tay vào làm
các đồ án môn học.Đối với môn Chi tiết máy cũng vậy .Sinh viên sẽ làm đồ án
“Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí “.Đây là bước quan trọng để sinh viên
hiểu kỹ hơn lý thuyết và là tiền đề quan trọng hay bước ngoặc để sinh viên có
thể thiết kế một hệ thống hoàn chỉnh.
Đề tài :”Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải “.Mà cụ thế là thiết kế hộp
giảm tốc bánh răng hai cấp côn trụ .Với hộp giảm tóc này bộ truyền sẽ làm
việc êm ,truyền được cơng suất nhỏ vì khả năng tải bé.Nhưng nó có thể truyền
chuyển động giữa hai trục vng góc với nhau.Nói đến hộp giảm tốc thì ta có
thể thấy ngay vai trị quan trọng của nó trong các hệ thống máy móc.Vì bộ
phận cơng tác bao giờ cũng có vận tốc nhỏ hơn nhiều so với động cơ.Do đó ,
để cho hệ thống làm việc tốt thì khơng thể thiếu hộp giảm tốc.Đồng thời với
một số loại hộp giảm tốc có thể điều chỉnh vận tốc vơ cấp nên đáp ứng được hệ
thống có vận tốc làm việc thay đổi thường xun .
Khi đi vào tính tốn ,sinh viên sẽ phải làm việc nghiêm túc ,vận dụng tất cả
lý thuyết đã được học ở các môn đại cương hay cơ sở vào cơng việc tính tốn
thiết kế.

Trang 3
SVTH: HỒ CƠNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

ĐỀ 6: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Cho trước sơ đồ truyền động ,sơ đồ tải và các thông số ban đầu của hệ:

1: Động cơ điện không đồng bộ 3 pha.
2: Bộ truyền đai thang.
3: Hộp giảm tốc bánh răng côn 2 cấp nón-trụ
4: Nối trục vịng đàn hồi.
5: băng tải.
◊ Số liệu thiết kế:
Cơng suất trục cơng Số vịng quay trục cơng
tác (kw)
tác (vịng/phút)
5,8

Số năm làm việc

52

5

Chế độ làm việc :quay một chiều,làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
PHẦN I:chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
1.Chọn động cơ:
Ta có số liệu ban đầu :
Pct = 5.8 (kw)
n= 52 (vịng/phút)
theo đề bài ta có: T1 T ; t1 70% tck 0,7 tck
T2 T ; t2 30% tck 0,3 tck
Trang 4
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN

Đờ án trùn đợng cơ khí
Ta tính được: T=

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

9.55 106  pct 9.55 106 5.8

1065192,31( Nmm)
nt
52

 Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên
2

 T .t
t
k

Ttđ =

k

k

=

T 2 .0.7t ck  (0.8T ) 2 .0.3t ck
0.944T (kW )
t ck

=1005541,54 (kW)

T nct
1005541,54 52
 ptđ = tđ
=5.48(kw)
6 =
9.55 10 6
9.55 10

Hiệu suất chung :
 1 . 2 . 3 . 4 4 =0.95×0.96×0.97× 0.99 4 =0.849
Với :1 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai
 2 =0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn
 3 =0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng trụ
 4 =0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn
48
 pđcct = 0.p849 = 05..849
=6.45(kw)
tđ

(Công suất động cơ tính theo Pmax).

-Chọn số vịng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Nđb =

60  f 60 50


1500(vòng / phút )
p
2

Với: f=50hz, p=2(số đôi cự từ)
+ Động cơ được chọn phải thõa mãn:
Pđc  Pct 

n đb n sb 

Tra phụ lục trong sách:”Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí,tập 1” ta
chọn được động cơ : 4A132S4Y3.
Bảng số liệu:
Kiểu động
Cơng
Vận tốc
cos 
%
Tmax
TK
cơ
suất
vịng
Tdn
Tdn
(kw)
quay
(vg/ph)
4A132S4Y3
7.5

1455
0.86
87.5
2.2
2
2.Phân phối tỉ số trùn:
-Ta chọn : uh 10
Do tỉ số truyền bánh răng nón u1 3 ,nên ta chọn u1 3.
nđc

Mặt khác:uc = n

ct

=

1455
27,98
52
Trang 5

SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

uc =uđ×uh = uđ×10=27,98
u c 27.98


2,798
uh
10
uh 10
Mà uh= u1.u2  u2  u  3 3,33
1
 uđ 

3.Công suất trên các trục và số vịng quay trên các trục
Cơng suất trên trục 1:
P1= đ  ol Pctđt =0,95×0,99×6,45=6,07(kw)
Cơng suất trên trục 2:
P2 = BR  ol P1 =0,96×0,99×6,07=5,77( kW )
Cơng suất trên trục 3:
P3 = BR  ol P2 =0.97× 0.99 2 ×1×5,77=5,49 ( kW )
- Số vịng quay trên các trục
n1 

nđc 1455

520(vòng / ph)
u đ 2,798

n2 
n3 

-

n1 520


173,33(vịng / ph)
u1
3

n2 163,33

52,05(vịng / ph)
u2
3,33

Mơ men xoắn trên các trục
9.55 106 Pđcct 9.55 106 6.45
Tđc 

42335,05( N .mm)
nđc
1455
T1 

9.55 106 P1 9.55 106 6,07

111477,88( N .mm)
n1
520

T2 
T3 

9.55 106 P2 9.55 106 5.77


317910,92 ( N .mm)
n2
173,33

9.55 106 P3 9.55 106 5.49

1007291,07( Nmm)
n3
52,05

Bảng phân phối tỉ số truyền:
Thông số
U

Động cơ

Trục1

2,798

Trục2
3

3,33

n (v/ph)

1455

520

173,33

P(KW)

6,45

6,07

5,77

T(Nmm)

42335,05 111477,88

Trục 3

317910,92

52,05
5,49
1007291,07
Trang 6

SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

PHẦN II.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I .Bộ truyền đai thang
1. Chọn loại đai
2
ta chọn đai loại B với : b p 14mm, b0 17mm, h 10,5mm, y0 9mm, A 138mm
d1= 140ữ280 mm.
- ng kớnh ai loi nh: d1=1.2ì dmin=1.2ì140=168(mm)
Theo tiờu chuẩn,ta chọn : d1=180(mm)
Vận tốc đai của bánh nhỏ:
v1=

 d1 n1  180 1455

13,713(m / s )
60000
60000

- Đường kính bánh đai lớn:
d 2 u đ d1 (1   ) 2,798 180 (1  0.01) 498,6(mm)

Theo tiêu chuẩn chọn d2=500(mm).
 kiểm tra lại tỷ số truyền u:
u

d2
500

2,81

d1 (1   ) 180 (1  0.01)

 Sai lệch so với giá trị chọn trước là:5,4% (thỏa mãn)
2. Tính khoảng cách trục a
Tra bảng 4.14 sách “TTTK HT DĐ CK”
Ta có tỉ số: a/d2 =1  a d 2 500(mm)
Kiểm tra khỏang cách trục vừa chọn có thõa mãn u cầu khơng
Tra bảng 4.13 trang 59 ta có h=10,5 mm.
0,55(d1  d 2 )  h a 2(d1  d 2 )
0,55(180  500)  10,5 a 2.(180  500) .
384,5 a 1360

 Thõa mãn yêu cầu
3. Tính chiều dài đai
 ( d1  d 2 )  d 2  d1  2
l 2a 

2
4a
2
 (180  500)  500  180
2 500 

2118,8(mm)
2
4.500

-Chọn theo tiêu chuẩn l=2500(mm)=2,5(m)
v
l

13,713
5,485 < imax =10.
2.5

- Kiểm nghiệm tuổi thọ: i  

Nên thõa mãn yêu cầu về tuổi thọ
+ Tính lại khoảng cách trục a:
a =   2  82 / 4





Trang 7
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

 ( d1  d 2 )
 (180  500)
2500 
1432,4
2
2
với

d  d1 500  180
 2

160
2
2
 l 





a= 1337.61  1337.612  8 160 2 / 4 649,08(mm) .
Giá trị a vẫn thỏa mãn cho phép.
+ Góc ơm đai: 1 180 0 

 d 2  d1  57 0
a

180 0 

 500  180  57 0
640,63

15153  120 0

 Thõa mãn yêu cầu.
4. Xác định số đai:
z

P1 .K đ
 PO .C .C1.Cu .C z

(*)

Với P1 =6.45 kW
[P]:công suất cho phép tra bảng 4.19" sách TKHTĐCK,tập 1”
[P]=4.3 (kw) (Nôi suy từ bảng 4.19 trang 62)
Kđ =1.1 : hệ số tải trọng động ứng với tải trọng dao động nhẹ.tra bảng 4.7
(trang 55)
- Cα =1-0.0025×(180-α): hệ số kể đến ảnh hưởng góc ơm
- Cα =1-0.0025×(180-151°53°)=0,93 cơng thức trang 61.

-

L

2500

- Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài. Cl = L  2240 1.116 . "tra bảng
0
4.16” (trang 61 sách TKHTĐCK”,tập 1)ta có: Cl =1.04
- Cu:hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền.Tra bảng 4.17
(trang 61
sách TKHTĐCK, tập 1): Cu =1.14 khi Uđ =2,81.
- Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các
đai .bảng 4.18 (trang 61 sách TKHTĐCK,tập 1) :Cz =0,95
- Thay các thông số này vào công thức
P K

6,45 1,1

1
đ
 ta được : z  P  C C C C  4,3 0,93 1,04 1,14 0,95 1,58
O

1
u
z
 Ta chọn Z = 2 đai
- Chiều rộng bánh đai,áp dụng công thức (4.17):
B =(z-1).t +2.e =1.19 +2.12,5 =44 (mm)
Với:z=2; t=19; e=12,5
- Đường kính ngồi của bánh đai nhỏ:

d a1 d1  2 h0 180  2 4,2 188,4(mm)

- Đường kính ngồi của bánh đai lớn:
d a 2 d 2  2 h0 500  2 4,2 508,4(mm)

5. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên đai
Trang 8
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

780 P1 K đ

FO = V C Z  FV

2
FV =qm.V =0,178×13,7132 =33,47(N)
780 7,5 1,1
 F0 
 33,47 289,89( N )
13,713 0,915 2

- Lực tác dụng lên trục
Fr =2×F0×Z×sin(α1/2) =2×289,89×2sin(151°53°/2) =1124,83(N)
- Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ của dây đai
 max  1   v   u  0  0.5 t   v   u

 max 

289,89 0,5 1000 7,5
2 100 4

 1200 13,7132 10 6 
8,77( Mpa)
138
13,713 138
180

Tuổi thọ của dây đai được xác định theo công thức:

Lh

 r 



  max 

m

2 3600 i

10 7 

 9 


8
,
77



8

2 3600 5,485

10 7 311,48(h)

PHẦN III: TINH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I.

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN.
1. chọn vật liệu,phương pháp nhiệt luyện,cơ tính:
Chọn vât liệu (bộ truyền bánh răng cơn ),chọn vật liệu nào là tùy thuộc
vào yêu cầu cụ thể tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng công nghệ và thiết bị
chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có u cầu kích thước nhỏ gọn.đối
với hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp chịu công suất nhỏ,chỉ cần vật liệu nhóm I,
vì nhóm I có độ răng HB≤350,bánh răng được thường hóa hoặc tơi cải
thiện.
- Bánh răng nhỏ
Do khơng có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 45 ,tôi cải thiện độ
rắn đạt từ 241-285 HB
 b1 850MPa,  ch 580MPa

Vậy chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB1 250
- Bánh răng lớn
Thép 45 tôi cải thiện ,độ cứng đạt 192-240 MPa
 b 2 750MPa,  ch 450MPa
Vậy chọn độ rắn bánh lớn: HB2 240

2. xác định ứng suất cho phép :
Trang 9
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [  H ] và ứng suất cho phép [  F ] được xác
định theo công thức:

[  H ]=

 H0 lim Z R Z v K xH K HL
H

(*)

 F0 lim YR YS K xF K FC K FL
F
Trong thiết kế sơ bộ lấy : Z R ZV K xH 1 và YR YS K xF 1

[  F ]=

-

- Do đó các cơng thức trên trở thành:
 H0 lim K HL
[  H ]=
H

 F0 lim K FC K FL
[  F ]=
F

(1)

(2)

 Theo bảng (6.2)," sách TKHTĐCK,tập 1”,với thép C45 tôi cải thiện đạt
độ rắn HB=(180…350)

 H lim 2 HB  70;  H 1,1

-

 F lim 1,8 HB,  F 1,75

 H ,  F :hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn ,thay số vào ta có kết
quả:  H0 lim1 2 HB1  70 2 250  70 570( Mpa)
 H0 lim 2 2 HB2  70 2 240  70 550( Mpa)
 F lim1 1,8HB 1,8 250 450( Mpa)
 F lim 2 1,8 HB 1,8 240 432( Mpa)
K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC =1 khi đặt tải một phía.
K HL , k FL :hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ

tải trọng của bộ truyền,được xác định theo công thức:
K HL  m H

N HO
N HE

; K FL 

m

F

N FO
N FE

Với mH mF 6 khi độ rắn mặt răng HB≤350;

 N HO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
N HO 30HB 2.4
 N HO1 30 2502.4 1,71 107 (chu kì)
 N HO 2 30 240 2.4 1,55 107 (chu kì)
 N FO :số kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
N HO 4 10 6
 N HE , N FE :số chu kì thay đổi ứng suất tương đương,xác định theo sơ đồ tải

trọng:
N HE

 T
60 C ni   i
 TMAX





mH
2

ti

- C: số lần ăn khớp trong một vịng(C=1)
Trang 10
SVTH: HỒ CƠNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

ni : số vòng quay bánh răng trong một phút.
t i : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
t i =số năm×số ngày×số giờ×số ca=5×300×8×2=24000(giờ)
0,7 tck
0,3 tck
ti 0,7ti ; t2 
ti 0,3ti
Với: - t1  t
tck
ck

-


 T
- N HE1 60 1173,33 
 T

- N HE 2


T
60 1 52,05 
 T

+Tương tự ta có:

3

3

 0,7   0,8T  0,3 24000 21,3110




T




3

 T
60 C ni   i
 TMAX


T
 N FE1 60 1173,33 
 T
 N FE 2

(chu kì)

7

(chu kì)

3

 0,7   0,8T  0,3 24000 6,4 10




T





N HE

7


T
60 152,05 
 T

6





mF

ti

6

 0,7   0,8T  0,3 24000 19,4310




T




6

7

(chu kì)

6

 0,7   0,8T  0,3 24000 5,84 10




T






7

(chu kì)

Vì N HE1  N HO1 ; N HE 2  N HO 2 ; N FE1  N FO1 ; N FE 2  N FO 2 nên
 N HL1 N HL1  N FL1  N FL 2 1.

- Từ (1) và(2) ta được:
570 1
550 1
518,18 (Mpa);   H 2  
500 (Mpa)
1,1
1,1
450 1 1
432 1 1
  F 1  
257,14 (Mpa);   F 2  
246,857 (Mpa)
1,75
1,1
  H 1  

- Với bộ truyền động bánh răng côn- răng thẳng,ứng suất tiếp xúc cho phép
là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị của [  H 1 ] và [  H 2 ] .ta chọn[  H ]=[  H 2

]=500(Mpa)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
 H max 2,8 ch ;
 F max 0,8 ch .





 
 
2,8 580 1624 (Mpa) ; 
2,8 450 1260 (Mpa)
H1
H2
   0,8 580 464 (Mpa) ; 
0,8 450 360 (Mpa)
F1
F2
max

max

max

max

3. Tính toán bợ trùn bánh răng cơn:
Trang 11
SVTH: HỒ CƠNG LUẬN

Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

Với tỉ số truyền đã tính ở trên u=3
a) Xác định chiều dài cơn ngồi:
Chiều dài cơn ngồi của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền
tiếp xúc.cơng thức có dạng:



T K 
1  k  K u  H 



1

2
R e K R  u  1 3

K

R

(2.1)

2

be

be

-

H

0,5 K đ :hệ số phụ vào vật liệu bánh răng và loại răng.với truyền

động bánh răng côn –răng thẳng bằng thép:
1

1

K R 0,5 100 50 MPa3

100 MPa 3


K
K  : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
d

-

H

răng bánh răng côn.

- K be : chiều rộng vành răng.

K

-

R
K

 Chọn


K

be

2

u1

K

b



be

0,25...0,3
e

be



be

=0,25 Theo bảng (6.21) "sách TKHTĐCK,tập 1”

0,25 3,25
0,464
2  0,25

Theo bảng (6.21), chọn K H 1,08
- T 1 :moomen xoắn trên trục bánh chủ động, T 1 =111477,88 (Nmm);
[  H ]- ứng suất tiếp xúc cho phép, [  H ]=[  H 2 ]=500(Mpa)

R

e

1,08
 1  0111477,88
,25 0,25 3 500



50  32  1 3

150,14( mm)

2

b) xác định các thông số ăn khớp:
- Số răng bánh nhỏ:
2
T K 
 R
1  K  K u  H  1  u
Do đó theo bảng (6.22),ta tra được: Z 19
Với HB≤350; Z 1,6 Z 1,6 19 30,4
Chọn Z 31 (răng)

d e1 K đ 3

1

H

e

2

be

2



2 150,14

be

1  32

95(mm)

1p

1

1p

1

- Đường kính trung binh và mơ đun trung bình:

d

m1

m

tm

(1  0.5 K be) d e1 (1  0.5 0.25) 95 83,13(mm)
 d m1 

Z

1

83,13
2,68(mm)
31

- Xác định mơ đun:
Trang 12
SVTH: HỒ CƠNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

Với bánh răng cơn-răng thẳng mơ đun vịng ngồi được xác đinh theo
công thức :

m

te



m

tm

(1  0,5 K be)

Theo bảng (6.8), ta chọn

m

tm

m

te



2,68
3,06(mm)
(1  0,5 0,25)

3(mm) ,từ

m

te

theo tiêu chuẩn tính lại

d

m1

và mtm :

mte (1  0.5 K be) 3 (1  0,5 0,25) 2,63(mm)

d

m1

mtm Z 1 2,63 31 81,53(mm)

- Xác đinh số răng bánh lớn Z 2 :
Z 2 u1 Z 1 3 31 91 (răng)
Chọn Z 2 91 (răng),do đó tỷ số truyền thực tế:

u

Z 2 

Z

m

1

91
=2,93
31

*Tính góc cơn chia:
1 arctg (

z1

31
) arctg ( ) 18 48
z2
91

  2 90  1 90   18 48 7111

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn:



H

Z M Z H Z  

2 T 1 K H  u 2  1
0.85 b d m1 u

 

 H

 Trong đó:
1

- Z M :hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp(6.5): Z M =274(MPa 3 )
- Z H :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo bảng(6.12): Z H =1,76
- Z  : hệ số kể đến sự trùng của răng với bánh răng côn-răng thẳng:
4  

4  1,745

0,867
3
3

 1

1 
1 
1
 Với :    1,88  3,2     1  1,88  3,2     1 1,742
 31 91  

 Z1 Z 2  


Z 

-

K
K

:hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K H H K HV .
H
H

 Với

- K H :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.theo bảng(6.21) chọn K H =1,08.
Trang 13
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

K

-

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn
khớp đông thời.với bánh răng côn-răng thẳng, K H =1
- K HV : hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo
H

cơng thức:

K

HV

1 

VH b d m1
2 T1 K H K H

d m1 (u  1)
u
 d m1 n1  81,53 520

2,22 (m/s)
Với : v 
60000
60000

 Trong đó:- VH  H g 0 v 
-

Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 8.
Theo bảng (6.15) chọn  H 0,006 ;theo bảng (6.16) chọn

g

0

56

81,53 (3  1)

7,78 (m/s)
 V 0,006 56 2,22 
3
- b= K R 0,25 150,14 37,54(mm)
H

be

e

Chọn b=38(mm)

7,3 38 81,53
1,09
2 111477 ,88 1,08 1
1,09 1,08 1 1,18



K

HV

1 

K
  :ứng suất tiếp xúc cho phép.   =500(MPa)
H

H

H

  H 274 1,76 0,867 

2 111477 ,88 1,18  32  1
475,17 (MPa)

0,85 38 81,53 2 3

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép theo (*)
Với v=2,22(m/s)<5(m/s),lấy Z v 1 với cấp chính xác cấp 8 thì độ nhám
Ra 1,25m....0,63m  Z R 1 ,vớ d a  700mm  K xH 1


    Z
H

H

V

Z R K xH 500 1 1 1 500( MPa)

So sánh với  H  500( MPa) ≥  H 475,17( MPa )
 Vậy điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc thỏa mãn.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không được
vượt quá giá trị cho phép:



F1



2 T1 K F Y Y YF 1
0.85 b mnm d m1





  F1

(*)

 Y
 F 2  F1YF1 F 2  F 2 
Trong đó:  T 1 : mơ men xoắn trên bánh chủ động,


m

nm

mtm :mơ đun pháp trung bình,

T

1

111477 ,88( Nmm)

Trang 14
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN

Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

với bánh răng côn thẳng: mnm mtm 2,63(mm)
-b : là chiều rộng vành răng,b=38(mm)
- d m1 : đường kính trung bình của bánh chủ động, d m1 =81,53(mm)
0
0
- Y   n / 140 :hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với răng thẳng (  0 ),vậy

Y  1
- Y ,Y : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2.
Z
31

32,74
Z 
cos  cos(18 48 )
F1

F2

1



vn1



1

Z

vn 2



Z2

cos 


2

91




cos(71 11 )

Y

Tra bảng (6.18) ta được:
-Y  

1



282,13
F1

3,8;Y F 2 3,6

:hệ số kể đến trùng khớp của răng,với







là hệ số trùng khớp ngang ta

có   =1,742
1

1

Y   1,742 0,574.

- K :hệ số tải trọng khi tính về uốn.
+ K K  K  K .
Với K  :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng.
Theo bảng(6.21) ta có K  =1,15
- K  :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp , với bánh răng côn-răng thẳng : K  =1.

- K : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vung ăn khớp,tính theo cơng


F

F

F

F

FV

F

F

F

F

Fv

thức:

K

Fv

1 

V b d
2 T K  K
F

1

Với V F  F g 0 v 

m1

F

F

d m1 (u  1)
u

-  F :hệ số kể đến anh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng(6.15) chọn  F
=0,016.
- g 0 :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,theo bảng (6.16).với cấp
chính xác 8,có mơ đun <3,55 nên chọn g 0 =56.
-v:vận tốc vịng(đã tính về tiếp xúc) ,v=2,22(m/s).
- d m1 :đường kính trung bình bánh răng nhỏ, d m1 =81,53(mm).
Trang 15
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

-u: tỉ số truyền ,u1=3
- T 1 : mô men xoắn trên bánh chủ động , T 1 =111477,88(Nmm).
=b: chiều rộng vành răng , b=38(mm).


V



K

F

81,53 (3  1)
20,74
3
20,74 38 81,53
1 
1,25
2 111477 ,88 1,15 1

0,016 56 2,22 

FV

Thay vào đó ta có:

K

F

1,15 11,25 1,44

-thay các giá trị trên vào (*) ta có:
2 111477,88 1,44 0,574 13,8
101,11( MPa) ≤  F 1 257,14( MPa)
0,85 38 2,63 81,53
101,11 3,6
  F2 
95,79( MPa)   F 2 246,86( MPa)
3,8



F1











Vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo.
e) kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.

-khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy và hãm máy…)với hệ số quá

K

tải:

qt

T MAX 2,2.
T

Trong đó: -T mơ men xoắn danh nghĩa.
T max : mơ men xoắn q tải.
Vì vậy, khi cần kiểm nghiểm răng về quá ứng suất tiếp xúc cực đại ( H max ) và
ứng suất uốn cực đại( F max ).
Để tránh biến dạng dư hoặc gầy dòn lớp bề mặt,hay phá hỏng tĩnh mặt lượn
chân răng.ta sử dụng cơng thức sau:
 H max = H × K qt ≤  H MAX .



F max

= F × K qt

 
≤  F 

MAX

Trong đó:
 H :ứng suất tiếp xúc.  H =475,17(MPa).
 F : ứng suất uốn.
Với




F1
F2

101,11( MPa )
95,79( MPa ).

Thay các giá trị trên vào ta có:
 H max 475,17 × 2.2 =704,79(MPa)≤



H max

475,17×

 H1
2.2 =704,79 (MPa)≤  H 2

max
max

1624( MPa)

1260( MPa)

Trang 16
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí




F 1 max
F 2 max

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

 F1
95,79×2,2=210,74(MPa)≤  F 2

101,11×2,2=222,44(MPa)≤

max

max

464( MPa)
360( MPa)

Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi q tải.
f) các thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng cơn:

Thơng số
Kích thước
-chiều dài cơn ngồi
Re 151,14(mm)
-mơ đun vịng ngồi
mte 3(mm)
b 38(mm)
-chiều rộng vành răng
-tỷ số truyền u
u=3
0
-góc nghiêng của răng
 0

Z
Z

-số răng của bánh răng nhỏ
-số răng của bánh răng lớn
-hệ số dịch chỉnh

1

31

2

91

x1 0,31; x2  0,31

theo cơng thức bảng (6.19) ta tính được:
-đường kính chia ngồi:
*

d
d

e1

mte Z 1 3 31 93(mm)

e2

mte Z 2 3 91 273(mm)

*góc cơn chia:




180 480

1
2

710110

-chiều cao răng ngồi:


h

e

h

e

2 hte mte  c với

h

te

cos  cos(00 ); c 0,2 mte

(2 1) 3  (0,2 3) 6,6(mm)

*đường kính trung bình:

d

m1

d

m2

81,53(mm)

 0,5 b 
 0,5 38 
 d e 2 1 
1 
 273 238,68(mm).
Re 
151,14 



*chiều cao đầu răng ngoài:

h
h


ae1

(hte  xn1 cos  ) mte

ae 2

2 hte mte 

Trong đó:

h

ae1

Trang 17
SVTH: HỒ CƠNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí
1
cos 
xn1 2(1  u 2 )  z1 m

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

3

1
cos(00 )3
1
1

)

21  2  
0,32
2
3
31
31
 3 
 hae1 (1  0,32) 3 3,96(mm)

xn1 2(1 



h

ae 2

(2 1) 3  3,96 2,04(mm)

-chiều cao chân răng ngoài:

h
h

fe1

he  hae1 6,6  3,96 2,64(mm)

fe 2

he  hae 2 6,6  2,04 4,56(mm)

-đường kính đỉnh răng ngoài:

d
d

ae1

d e1  2 hae1 cos 1 93  2 3,96 cos180 480 100,5(mm)

ae 2

d e 2  2 hae 2 cos  2 273  2 2,04 cos(710110 ) 274,3(mm)

 , TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN RĂNG THẲNG:

1. chọn vật liệu,phương pháp nhiệt luyện,cơ tính
Chọn vât liệu (bộ truyền bánh răng thẳng ),chọn vật liệu nào là tùy thuộc
vào yêu cầu cụ thể tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng công nghệ và thiết bị
chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước nhỏ gọn.đối
với hộp giảm tốc cơn-trụ 2 cấp chịu cơng suất nhỏ,chỉ cần vật liệu nhóm I,
vì nhóm I có độ răng HB≤350,bánh răng được thường hóa hoặc tơi cải
thiện.
+ Bánh răng nhỏ
Do khơng có u cầu đặc biệt nên ta chọn thép 45 ,tôi cải thiện độ
rắn đạt từ 241-285 HB
 b1 850MPa,  ch 580MPa

Vậy chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB1 250
+Bánh răng lớn
Thép 45 tôi cải thiện ,độ cứng đạt 192-240 MPa
 b 2 750MPa,  ch 450MPa
Vậy chọn độ rắn bánh lớn: HB2 240

2. xác định ứng suất cho phép :
+ ứng suất tiếp xúc cho phép [  H ] và ứng suất cho phép [  F ] được xác định
theo công thức:
 H0 lim Z R Z v K xH K HL
[  H ]=

H

 F0 lim YR YS K xF K FC K FL
[  F ]=
F
Trang 18
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

Trong thiết kế sơ bộ lấy : Z R ZV K xH 1 và YR YS K xF 1 , do đó các cơng
thức trên trở thành:
[  H ]=

 H0 lim K HL
H

[  F ]=

(1)

 F0 lim K FC K FL
F

(2)

Theo bảng (6.2)," sách TKHTĐCK,tập 1”,với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB=(180…350)
 H lim 2 HB  70;  H 1,1
 F lim 1,8 HB,  F 1,75

-  H ,  F :hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn ,thay số vào ta có kết qủa:
 H0 lim1 2 HB1  70 2 250  70 570( Mpa)
 H0 lim 2 2 HB2  70 2 240  70 550( Mpa)
 F lim1 1.8 HB 1.8 250 450( Mpa)
 F lim 2 1.8 HB 1.8 240 432( Mpa)
K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC =1 khi đặt tải một phía.
K HL , k FL :hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải

trọng của bộ truyền,được xác định theo công thức:
K HL  m H

N HO
N HE

; K FL 

m

F

N FO
N FE

Với mH mF 6 khi độ rắn mặt răng HB≤350;
 N HO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
N HO 30HB 2.4

 N HO1 30 2502, 4 1,71 107 (chu kì)
 N HO 2 30 240 2, 4 1,55 107 (chu kì)
 N FO :số kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
N FO 4 106
 N HE , N FE :số chu kì thay đổi ứng suất tương đương,xác định theo sơ đồ tải

trọng:
N HE

 T
60 C ni   i
 TMAX





mH
2

ti

+ C: số lần ăn khớp trong một vòng(C=1)
+ ni : số vòng quay bánh răng trong một phút.
+ ti : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
t i =số năm×số ngàsố giờ×số ca=5×300×8×2=24000(giờ)
Trang 19
SVTH: HỒ CƠNG LUẬN

Đờ án trùn đợng cơ khí
0,7 tck

Với: - t1  t
ck

ti 0,7ti ; t2 


 T
- N HE1 60 1173,33 
 T

- N HE 2

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG


T
60 152,05 
 T

0,3 tck
ti 0,3ti
tck

3

3

 0,7   0,8T  0,3 24000 21,3110






 T 
3

7

(chu kì)

3

 0,7   0,8T  0,3 24000 6,4 10






 T 

7

(chu kì)

+,Tương tự ta có:

mF

 T 
N HF 60 C ni   i  ti
 TMAX 
6

T
 
 0,8T
 N FE1 60 1 173,33   0.7  
 T 
 T
 N FE 2


T
60 1 52,05 
 T

6

 0,3 24000 19,43 10





6

7

(chu kì)

6

 0,7   0,8T  0,3 24000 5,84 10






 T 

7

(chu kì)

Vì N HE1  N HO1 ; N HE 2  N HO 2 ; N FE1  N FO1 ; N FE 2  N FO 2 nên
 N HL1 N HL1  N FL1  N FL 2 1.

- Từ (1) và(2) ta được:
570 1
518,18 (Mpa);
 H 2   550 1 500 (Mpa)
1,1
1,1
450 1 1
432 1 1

  F 1  
257,14 (Mpa);   F 2  
246,857 (Mpa)
1,75
1,1
  H 1  

Với bộ truyền động bánh răng côn- răng thẳng,ứng suất tiếp xúc cho phép là giá
trị nhỏ hơn trong 2 giá trị của [  H 1 ] và [  H 2 ] .ta chọn[  H ]=[  H 2 ]=500(Mpa)
* ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
 F max 0,8 ch .
-  H max 2,8 ch ;





 
 
2,8 580 1624 (Mpa) ; 
H1
H2
   0,8 580 464 (Mpa) ; 
F1
F2
max

max

max

max

2,8 450 1260 (Mpa)
0,8 450 360 (Mpa

3. tính toán bộ truyền bánh răng thẳng:
Với tỉ số truyên u=3,33 nên thuận tiện cho việc tính tốn .
a. xác định khoảng cách trục:

aw  K a (u  1) 3

T K 
 H  u 
2

H

2

ba

Trang 20
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí
Trong đó:- 

k

a

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

:hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng,

1



k a 50(MPa 3 ) ,theo bảng(6.3).

- T 2 : mô men xoắn trên bánh chủ động. T 2 =317910,92 (Nmm).
-  H  :ứng suất tiếp xúc cho phép .  H  =500MPa.
-u: tỉ sổ truyền , u 2 =3,33
Theo bảng (6.6) do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên  ba 0,3...0,5 ,
Chọn  ba 0,4 theo tiêu chuẩn.khi đó:


-K



bd



ba

(u  1)
2



0,4 (3,33  1)
0,866
2

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo bảng(6.7),có K H =1,05 ứng với sơ đồ 5.
H

a

w 34

317910,92 1,05
216,67 (mm)
500 2 3,33 0,4

50(3,33  1) 3

Theo tiêu chuẩn ta chọn a w34 225(mm)
b. xác định đường kính vòng lăn nhỏ:



d w3 k đ 3

T K  (u  1)
 H   u
2

H

2

bd

- K đ :hệ số phụ thuộc vào vạt liệu của cặp bánh răng.theo bảng (6.5) có

MPa
d

K

đ

=77

1
3

w3

77 3

317910,92 1,05 (3,33  1)
97,09(mm)

500 2 0,866 3,33

c. xác định các thông số ăn khớp:
- xác định mô đun:
-theo cơng thức (6.17)có m=(0,01…0,02)× aw34
 m (0,01...0,02) 225 2,25...4,5(mm) . theo tiêu chuẩn ta chọn m= 4.
- xác định số răng:
2 225
 2a w34 
112 ,5 (răng)
m
4

112,5
25,98
= số răng bánh dẫn: Z 3  Z 3 Z 4 
u 1
3,33  1
Chọn Z 3 26 (răng)  Z 4 Z 3 u 34 26 3,33 85,58 (răng).

Tổng số răng:

Z Z
3

4

Chọn Z 4 86 (răng)

Trang 21

SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

-tỷ số truyền sau khi chọn số răng:

u

34

Z 4 

Z

3

86
3,307
26

Kiểm tra lại : u 

3,33  3,307
100% 0,69% (thỏa mãn điều kiện bài tốn)
3,33

d. các thơng số hình học chủ yếu bợ trùn bánh răng:

-đường kính vịng chia :
d 3 Z 3 m 26 4 104 (răng)
d 4 Z 4 m 86 4 344 (răng)
-Đường kính vịng đỉnh:
d a3 d 3  2m 104  2 4 112 (răng)
d a 4 d 4  2m 344  2 4 352 (răng)
-Khoảng cách trục:

a

W



m Z 3 (1  u )
2



4 26 (1  3,33)
225,16(mm) gần với 225(mm)(thỏa mãn)
2

-chiều rộng vành răng:
+bánh bị dẫn: b4  ba aW 0,4 225 90 (mm).
+bánh dẫn: b3 b2  5 90  5 95 (mm).
e. Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi tiếp xúc:
-ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều
kiện:



H

Z M Z H Z  

2 T 2 K H (u2  1)
2

bW d W 3 u2



 H



Trong đó:- Z M :hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp theo
bảng (6.5):

Z

1

M

=274(MPa 3 )

- Z H :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
0

Với:  w ar tan(tan  ) arctan(20 ) 20

Z

H



2

sin 2

W

0

2

Z  sin(40 ) 1,76 .
- Z  : hệ số kể đến sự trùng của răng với bánh răng côn-răng thẳng:


0

H

4  
4  1,72


0,87
3
3

 1

1 
1 
 1
1,88  3,2     1 1,88  3,2     1 1,72
 26 86  

 Z3 Z 4 


Z 
Với :





Trang 22
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

- K H :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K H K H H K HV .
Với - K H :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.theo bảng(6.21) chọn K H =1,05 ứng với sơ đồ 5
Theo cơng thức (2.40),có vận tốc vòng bánh nhỏ:
v

 d W 3 n2 3,14 97,09 173,33

0,88(m / s)
60000
60000

Với v=0,88 (m/s),theo bảng (6.13)"sách TKHHTĐCK,tập 1’ta dùng cấp chính
xác 9.
- K H : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp
đông thời.với bánh răng côn-răng thẳng, ta có: K H =1.
- T 2 : mơ men xoắn trên trục bánh chủ động là T 2 =317910,92 (Nmm)
- K HV : hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo cơng thức:

K

HV

1 

VH b3 d W 3
2 T2 K H K H

Trong đó:- VH  H g0 v 

a
u

W 34
2

Theo bảng (6.15) chọn  H 0.006 ;theo bảng (6.16) chọn

g

0

82

225
3,56 (m/s)
3,33
3,56 95 97,09
 K HV 1 
1,049
2 317910,92 1,05 1
 K H K H K H K HV 1,049 11,05 1,1

V

H

0,006 82 0,88 

Thay các giá trị trên vào ta có kết quả:
  H 274 1,76 0,87 

2 317910,921,09 (3,33  1)
420,87( MPa)   H 500( MPa)
95 3,33 97,09 2

 

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép theo (*)
Với v=0,88(m/s)<5(m/s),lấy với cấp chính xác động học 9,vậy chọn cấp chính
xác về mức tiếp xúc cấp 8 thì độ nhám R a 1,25m....0,63m  Z R 1 ,
với
d a  700mm  K xH 1


    Z
H

H

V

Z R K xH 500 1 1 1 500( MPa)

vậy điều kiện tiếp xúc thỏa mãn.
f. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
-để đảm bảo độ bền cho răng ứng suất sinh ra tại chân không được vượt quá giá
trị cho phép:
Trang 23

SVTH: HỒ CÔNG LUẬN


Đờ án trùn đợng cơ khí



F3



GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

2 T2 K F Y Y YF 3
b3 dW 3 m



 F3



 F 3 YF 4

  Y  
Trong đó:- T : mơ men xoắn trên trục bánh chủ động là T
F4

F4

F3

2

-m: mô đun pháp,m=4(mm).
- bW 3 : chiều rộng vành răng, bW 3 95(mm)
- d W 3 :đường kính vịng lăn bánh chủ động
d W 3 =97,09(mm)
- Y  :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,với
Tính theo công thức(6.38b):
1





2

=317910,92 (Nmm)

là hệ số trùng khớp ngang

1

Y    1,72 0,581
- Y  : hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với  0
Y
- Y và Y
1 



0
0
1 
1
140
140

:hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 phụ thuộc vào số răng tương
đương,tính theo cơng thức:
F3

F4

13,2

13,2

-Đối với bánh dẫn: Y F 3 3.47  Z 3,47  26 3,97
3
13,2

13,2

-Đối với bánh bị dẫn: Y F 4 3,47  Z 3,47  86 3,62
4
- K F :hệ số tải trọng khi tính về uốn

K

F

K F K F K FV .

- K F :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn.theo bảng(6.7),chọn K F 1,12
- K F :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn .theo bảng (6.14) ta có: K F =1,37
- K FV :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
Về uốn

K

FV

1 

VF bW 3 dW 3
2 T2 K F K F

-V F  F g 0 v 

aW
u2

Trang 24
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN

Đờ án trùn đợng cơ khí

GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG

Theo bảng (6.15) và (6.16) ta có:  F 0,016; g 0 82.
225
9,5
3,33
9,2 95 97,09
 K FV 1 
1,09
2 317910,92 1,12 1,37
 K F 1,37 1,12 1,09 1,67
 V F 0,016 82 0,88 

Thay các giá trị trên vào ta có:

2 317910,92 1,67 0,58113,97
66,38( MPa)   F 1 257,14( MPa)
95 97,09 4
66,39 3,62
 F 4  3,97 60,54(MPa)   F 2 246,86(MPa)



F3











g. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải:
Vậy răng đảđộ bền bảo điều kiện độ bền uốn.

K

qt

T
 MAX 2,2
T

Trong đó :-T :mơmen xoắn danh nghĩa.
T max :mô men xoắn quá tải.
Đẻ tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại HMAX
Không vượt quá một giá trị cho phép.



HMAX

 H 

K

qt



 H



MAX


Ta có: -  H 1 1624( MPa)
 H 2 1260(MPa)
  420,87  2,2 624,25   1624(MPa)
  420,87  2,2 624,25   1260(MPa)
H

420,87( MPa)
max

max

HMAX

H1

HMAX

H1

-để tránh biến dang dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực
đại  FMAX tại mặt lượn chân răng không được vướt quá mọt giá trị cho phép:

  K  F 
Ta có :  66,38( MPa); 60,54( MPa)
 F 3 454(MPa) ;  F 4 360(MPa)
66,38 2,2 146,04   454( MPa)

60,54 2,2 133,19   360( MPa)

FMAX
F3

max

F

qt

MAX

F4

max

F 3 MAX

F1

F 2 MAX

F2

Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.
Trang 25
SVTH: HỒ CÔNG LUẬN