ĐỒ án MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY%0AThiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải như hình sau:

1 – Động cơ điện; 2-khớp nối; 3 – Hộp giảm tốc; 4 – bộ truyền đai; 5 – Băng tả

Số liệu thiết kế :
+ Lực vòng trên đai tải : P = 3000 N;
+ Vận tốc đai tải : v = 1 m/s;
+ Thời gian phục vụ : L = 8 năm;
+ Cho 1 năm làm việc 300 ngày và 1 ca làm việc 8h;
+ Băng tải : D = 320 mm;
+ Chế độ tải : T1=T; T2=0.9T; T3=0,7T; t1=15s; t2=45s; t3=20s;

CHƯƠNG 1
TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1. Chọn động cơ điện
1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ.
a. Động cơ điện một chiều.
- Kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp và hệ thống động cơ – máy phát
cho phép thay đổi trị số của mô men và vận tốc góc trong một phạm vi rộng
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 1


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi
trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thì
nghiệm v..v..

b. Động cơ điện xoay chiều.
- Động cơ ba pha gồm hai loại: Động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba pha
không đồng bộ. (Động cơ ba pha không đồng bộ lại gồm có kiểu rơto dây
cuốn và kiểu rơto lồng sóc)
- Với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn động băng tải, xích tải,... dùng với các hộp
giảm tốc) nên sử dụng loại động cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng sóc.
1.1.2. Xác định cơng suất động cơ
Cơng suất trên trục động cơ điện là Pct và được tính theo cơng thức:
Pct =

Pt
η

Trong đó : Pct - cơng suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
Pt - là cơng suất tính tốn trên trục máy cơng tác ( kW)
η - là hiệu suất truyền động của tồn bộ hệ thống
a. Tính tốn Pt
- Trường hợp tải trọng khơng đổi :
P1=Plv =

P . v 3000.1
=
=3( kW )
1000 1000

- Trường hợp tải trọng thay đổi :
P21 . t 1 + P22 . t 2 +P 23 . t 3
P t = P td =
= P1 .
t1 + t2 + t3

√

√

∑

Pi 2
. ti
P1

( )

∑ ti

Trong đó: P1 – Cơng suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên
trục máy công tác (kW) ;
Pi – Công suất tác dụng trong thời gian t i.
Theo chế độ tải có : P=T . ω
Mà vận tốc góc ω khơng đổi → P tỷ lệ với T (Momen quay)
Thay số ta có :

⇔ Pt = P1

√

∑

Pi 2
. ti

P1

( )

∑ ti

P.v
=
1000

√

∑

Pi 2
. ti
P1

( )

∑ ti

3000.1 15+(0,9)2 .45+ (0,7) 2 .20
= 2.63 (kW) .
1000
15+45+20
b. Tính hiệu suất truyền độngη
=

√

Dựa vào bảng 2.3 trang 19. Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn:
+ Hiệu suất của bộ truyền đai : ηđ =¿ 0,96;
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 2


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) : ηbr =¿ 0,97;
+ Hiệu suất của cặp ổ lăn : ηol =¿ 0,99;
+ Hiệu suất của khớp nối trục : η k =¿1;
Vậy ta tính được hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức :
η = η đ . η br2 . ηol 3 . ηk = 0,96. 0,972 .0,99 3 .1 = 0,88
Pt 2.63
⇒ Pct =
=
= 2.99 ( kW ) .
η
0,8 8

1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
Tỉ số truyền toàn bộ ut của toàn bộ hệ thống được tính theo cơng thức:
ut =uđ .u HGT

Trong đó: (Dựa vào bảng 2.4 tr21)
+ uđ −¿ tỉ số truyền của truyền động đai thang và ta chọn uđ =3,5 ;
+ u HGT −¿ tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 1 cấp và ta chọn u HGT =4
;
⇒ ut = u đ . u HGT = 3 ,5. 4 = 14

Gọi n lv là số vịng quay của trục máy cơng tác được tính theo cơng thức :
6000. v
n lv =
=¿ (vịng/phút)
πD

Trong đó: v – vận tốc băng tải hoặc xích tải (m/s);
D – đường kính tang quay (mm);
⇒ nlv =

60000. v 60000.1
=
=59,68
πD
π .320

(vịng/phút).

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ (n sb ¿là :
n sb=nlv . u t
⇔ nsb =59,68. 14 = 835,52 ( vòng/phút);
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n đb=1000(vòng/phút).

1.1.4. Chọn động cơ thực tế
Động cơ được chọn phải có cơng suất và số vịng quay thỏa mãn đồng thời
các điều kiện:
Pđc ≥ Pct
n đb ≥ nsb
T mm
T

≤ K
T
Tdn

{

{

Dựa vào bảng P1.3 các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với Pct =2,99( kW )
và n đb=1000 (vịng/phút) ta dùng động cơ 4A132M2Y3 có các thơng số:
Cơng suất
(kW)
11

Vận tốc quay
(vòng/phút)
2907

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

cosφ

η%

T max
T dn

TK
T dn

0,90

88

2,2

1,6

Page 3


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM

Ta thấy: P = 11 > P ⇒ Thỏa mãn.
1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng lực ỳ của
hệ thống. Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo:
dc
Pdc
mm ≥ Pbd

Trong đó : + Pdcmm −¿ Cơng suất mở máy của động cơ (kW);
dc

Pmm =

Tk
dc
. Pdm =1,6.11=17,6(kW)

Tdn

( )

+T k ,T dn−¿ momen khởi động và momen danh nghĩa của động cơ;
+ Pdcbd – công suất cản ban đầu trên trục động cơ;
dc
Pdc
bd =η . Plv = 0,88 .2,99= 2,6312 (kW)

Từ đó, ta thấy động cơ trên thỏa mãn điều kiện mở máy
b. Kiểm tra điều kiện quá tải của động cơ

1.2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo cơng thức :
ut =

nđc
2907
=
= 27,05
nlv
107,48

Trong đó: n đc – số vịng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút);
n lv

– số vòng quay của trục máy cơng tác (vịng/phút);

1.2.1.Tỷ số truyền các bộ truyền ngồi hộp giảm tốc

- Chọn tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc un =3,15

(bảng 2.4

tr21)
1.2.2.Tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc.
- Tính tỷ số truyền cấp nhanh (u1 ¿ và tỷ số truyền cấp chậm (u¿¿ 2). ¿
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc được tính theo cơng thức:
uHGT =

u t 27,05
=
= 8,59
u n 3,15

- Với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ :
u HGT =u 1 . u2

- Đối với hộp giảm tốc khai triển ta có:
u1 ¿ 1,2.u2

Suy ra : u1 ¿ 3,21, u2=2,67
Tính lại U đ theo u1 và u 2:
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 4


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
Uđ =

ut
27,05
=
=3,15
u 1 . u2 3,21.2,67

1.3. Tính tốn các thơng số trên trục
1.3.1.Tính cơng suất trên các trục
P lv = Ptđ = 6,62 (kW)
Plv 6,62
=
=
η đ 0,96 6,89 (kW)
P
6,89
P2 = 3
=
=7,17 (kW)
ηol . η br 0,99.0,97
P2
7,17
P1 =
=
= 7,46 (kW)
ηol . η br 0,99.0,97
P
7,17
Pđc = 1
=

=7,53( KW )
ηol . ηk 0,99.1
P3 =

1.3.2.Số vòng quay các trục,
n đc = 2907 (vòng/phút).
n 1 = nđc =2907 (vòg/phút).
n 2907
n2 = 1 =
= 905,61vòng/phút).
u 1 3,21
n2 905,61
n3 = =
= 339,18 (vòng/phút).
u2 2,67
n 339,18
n bt = 3 =
=107,68(vịng / phút)
u đ 3,15

1.3.3.Tính momen xoắn T ở các trục
P

i
Ta có : T i = 9,55.10 6.n (với i = 1 ; 2 ; 3)
i

Do đó ta tính được:
P đc
6 11

= 9,55. 10
n đc
2907 = 36136,91 (Nmm).
P
7,26
9,55.106. 1 = 9,55.106
= 23850,36 (Nmm).
n1
2907
P
6,97
9,55.106. 2 = 9,55.106
= 73501,29(Nmm).
n2
905,61
P
6,69
9,55.106 3 = 9,55.106
=
n3
339,18 196248,3 (Nmm).
P
6,62
9,55.10 6 lv = 9,55. 106
=
n lv
107,68 587119,24(Nmm).

.

T đc = 9,55.10 6
T1 =
T2 =
T3 =
T lv =

.

.

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 5


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
1.3.4.Lập bảng kết quả

Bảng thông số
Trục

ĐỘNG
CƠ

1
2
3
Công tác
Thông số
Cơng suất P

7,46
7,53
7,17
6,89
6,62
(kW)
Tỷ số truyền
1
3,21
2,67
3,15
u
Số vịng
107,68
quay n
2907
2907
905,61
339,18
(vịng/phút)
Mơmen xoắn
36136,91 23850,36 73501,29 196248,3 587119,24
T (Nmm)
CHƯƠNG 2
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
Sơ đồ bộ truyền đai:
a – Khoảng cách giữa hai trục;
α1,α2 – góc ơm của hai đai trên
bánh nhỏ và bánh lớn;
γ – góc giữa hai nhánh dây;

d1, d2 – Đường kính bánh đai lớn
và đường kính bánh đai nhỏ

2.1. Thiết kế bộ truyền đai
Do chế độ làm việc yêu cầu với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong 8 h.
Cho nên đai phải có độ bền phù hợp thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về
kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn được đai thang.
2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai
Chọn đai thang thường

Đai hình thang thường
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Đồ thị chọn loại tiết diện đai hình thang
Page 6


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
Dựa vào đồ thị,với các thông số: P3 = 6.89 (kW), n3 = 389,18 (vòng/phút), ta
chọn đai hình thang thường loại В có các thơng số :
Kích thước tiết diện (mm)
A (mm2)
d1 (mm)
l (mm)
bt
b
h
y0
19
22

13,5
4,8
230
200 – 400
1800 – 10600
2.1.2. Xác định các thơng số bộ truyền
a. Tính đường kính bánh đai ( d1 và d2)
Chọn d1 theo bảng 4.13 – Tr 59 [1], theo tiết diện đai:
Ta chọn d1 =250 (mm)
Từ đường kính đai, xác định vận tốc bánh đai:
v =

π. d1 .n π. 250 .389,18
=
= 5,09(m/s)
60000 60000

Ta thấy : v = 5,09 (m/s) Từ d1, tính d2 theo cơng thức: d 2 =

u. d1
1- ε

Trong đó : u – tỷ số truyền; ε = 0,01 ÷ 0,02 – Hệ số trượt (lấy ε = 0,015);
⇒ d2 =

u. d 1 3,15 .250
=
= 799,49 (mm).
1 - ε 1 - 0,015

Tra bảng 4.21(tr63 tập1) ta chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 800 (mm).
d

800
2
Tỷ số truyền thực : ut = d = 250 = 3,2
1

Sai lệch tỷ số truyền: ∆u =

u t - u 3,2- 3,15
=
.100% = 1,59 % < 4%
u
3,15

Vậy d2 = 800 (mm) thỏa mãn.
b. Xác định khoảng cách trục a
Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:
0,55 (d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1+d2)
⇔ 0,55 (250+800) +13,5≤ a ≤ 2(250+800)
⇔ 591≤ a ≤ 2100 (mm)
Theo bảng 4.14(tr60 tập1) Chọn a =800 mm
c. Chiều dài đai l
- Chiều dài đai l được xác định dựa vào khoảng cách trục a theo công thức:
2 ¿
l = 2.a + π. + ( d2 - d 1 ¿ 4. a

250 + 800 ( 800 - 250 )2

⇔ l = 2.800 +π.
+
= 3343,03(mm).
2
4. 800
Theo tiêu chuẩn Bảng 4.13 – Tr59 [1], ⇒chọn l = 3150 (mm).

- Số vòng chạy của đai trong 1(s) là :
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 7


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
v 5,09
i = l = 3,15 = 1,62(m/s) < imax = 10 (m/s). ⇒ thỏa mãn.
λ+ e 2−8 ∆2
- Xác định lại khoảng cách trục a: a= √

4
2 50 + 800
= 3150 – 3,14
=1501,5
2

d1+ d2
2
d 2 - d 1 800 - 250
Δ =
=

2
2

Trong đó : λ = l - π.

= 275(mm).

2
2
⇔ a = 1501,5 + √1501,5 - 8. 275 =750
4

Vậy chọn a = 750 (mm)
d. Xác định góc ơm α1 trên bánh đai nhỏ.
Vì góc ơm bánh đai nhỏ trong trường hợp này ln nhỏ hơn góc ơm bánh đai
lớn vì vậy nếu góc ơm bánh đai nhỏ thỏa mãn thì góc ơm bánh đai lớn cũng thỏa
mãn điều kiện không trượt trơn.
(d 2 - d1 ). 57o
( 800 - 250 ). 57 o
o
o
α 1 = 180 = 180 = 1 38 12 '
a
750
o

Vì α1 > αmin = 120 o
⇒ Thỏa mãn điều kiện không trượt trơn giữa đai và bánh đai.

2.1.3. Tính số đai Z

- Số đai Z được tính theo cơng thức:

Z=

P.k d
[ P0 ] .Cα .Cl .Cu .Cz

Trong đó:
+) P – Cơng suất trên trục bánh đai chủ động (kW); P =6,89 (kW);
+) [P0] – Công suất cho phép (kW);
Tra bảng 4.19-Tr62_[1] theo tiết diện đai В:
[P0] = 3,54 (kW); l0 = 3750 (mm);
+) Kđ – Hệ số tải trọng động; Tra bảng 4.7-Tr55_[1] ta được:
Kđ = 1,1
+) Cα – Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ơm α1;
Theo bảng 4.15-Tr61_[1] :
Cα = 1 - 0,0025.(180 - α1) = 1 – 0,0025.(180 – 138,12) = 0,89
+)

Cl :Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai l;

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 8


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
3150

Tra bảng 4.16-Tr61_[1] với = 3750

=0,84 ⇒ta được: Cl = 0,95;

+)

Cu :Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u; Cu = 1,14 (bảng 4.17 tr61)

+)

Cz :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai;
P

6,89

Tra bảng 4.18-Tr61_[1] ta được : Z’ = [ P ] = 3,54 = 1,88⇒
o
⇒ Z=

P . kđ
6,89 .1 ,1
=
[ P o ] . C α . Cl . C u . C z 3,54 .0, 89 .0,95 .1, 14 .0,95

Cz = 0,95

= 2,34

Lấy Z = 3.
2.1.4. Các thông số cơ bản của bánh đai
a. Chiều rộng bánh đai B

Chiều rộng bánh đai B được tính theo cơng thức:
B = (Z – 1).t + 2e

Tra bảng 4.21-Tr63_[1] ta được :

⇒ B = (Z – 1).t + 2e = (3 –

h0 =5,7 ¿mm)
t=25,5 ¿mm)
e=17 ¿mm)
H=21 ¿mm)
φ=40 ° ¿mm)

1).25,5 + 2.17 = 85

(mm).
b. Góc chêm của mổi rãnh đai: φ=40 °
c. Đường kính ngồi của bánh đai:
da1 = d1 + 2.h0 = 250 + 2.5,7 = 261,4 (mm);
da2 = d2 + 2.h0 = 800 + 2.5,7 = 811,4 (mm);
d. Đường kính đáy bánh đai:
df1 = da1 - H = 261,4 – 21 = 240,4(mm);
df2 = da2 - H = 800– 21= 779 (mm).
2.1.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
- Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức sau:
F o=

780. P . k đ
+Fv
v .Cα. Z

Trong đó: Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra;
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 9


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM

Fv =q m .v 2 ; ( q m : khối lượng 1(m) đai).
Tra bảng 4.22_Tr64_[64] ta được:
⇒

qm = 0,3 (kg/m)

Fv =q m .v 2
= 0,3.5,09 = 1,527 (kg.m/s2)
780. P . k

đ
Do đó: F o= v . C . Z + F v
α

=

780.6,89.1,1
5,09.0,89.3

+ 1,527= 436,52 (N)

- Lực tác dụng lên trục bánh đai:
F r =2. F0 .Z. sin

(2α ) =2. 436,52. 3 .sin (138,12
)= 2446,14 (N).
2

2.1.6. Tổng kết các thông số của bộ truyền đai

Thông số

P = 6,89 (kW)
n = 389,18(vịng/phút)
uđ = 3,2

Ký hiệu

Giá trị

A

230

Đường kính bánh đai nhỏ

d1 ( mm)

250

Đường kính bánh đai lớn

d 2 ( mm)

800

Vận tốc đai

v (m/s)

5,09

ut

3,2

Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ

d a1 ( mm)

261,4

Đường kính đỉnh bánh đai lớn

d a 2 ( mm)

811,4

Đường kính chân bánh đai nhỏ

d f 1 ( mm)

240,4

Đường kính chân bánh đai lớn

d f 2 ( mm)

779

Góc chêm rãnh đai

φ

40 o

Công suất cho phép

[P0] (kW)

3,54

Z

3

Tiết diện đai

Tỷ số truyền thực tế

Số đai

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 10


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
Chiều rộng đai

B ( mm)

85

Chiều dài tính toán

l ( mm)

3343,03

Chiều dài đai tiêu chuẩn

l ( mm)

3150

Khoảng cách trục

a ( mm)

750

Góc ơm bánh đai nhỏ

a1 ( ° )

138o12’

Lực căng ban đầu

F0 ( N )

436,52

Lực tác dụng lên trục

Fr ( N )

2446,14

2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Do khơng có u cầu gì và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở
đây chọn vật liệu cho 2 bánh răng của bộ truyền cấp nhanh như nhau, ta chọn
vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB ≤ 350.
Tra bảng 6.1 (tr 92 tập1) ta có
- Bánh răng nhỏ (bánh răng 1): thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB 241…
285
+) Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là: HB 1 = 245
+) Giới hạn bền :σ b 1= 850 MPa
+) Giới hạn chảy :σ ch1 = 580 MPa
- Bánh răng lớn (bánh răng 2): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240
+) Chọn độ rắn bánh răng lớn là: HB 2 = 220

+) Giới hạn bền :σ b 2= 750 Mpa
+) Giới hạn chảy :σ ch2 = 450 MPa
2.2.1. Ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F] được xác
định theo công thức :
[σ H ] =

σ0 Hlim
. Z R. ZV . K xH . K HL
SH

[σ F] =

σ 0 Flim
. Y R.Y S . K xF.K FC . KFL
SF

Trong đó: +) σ 0Hlim và σ 0Flim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất
uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở, trị số của chung tra bảng 6.2 (tr 94 tập1)
σ 0Hlim= 2HB + 70 , S H = 1,1
σ 0Flim= 1,8HB , S F= 1,75
Suy ra: σ0 Hlim1= 2.245 + 70 = 560 (MPa);
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 11


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
σ 0Flim1= 1,8.245 = 441 (MPa);
σ 0Hlim2= 2.220 + 70 = 510 (MPa);

σ 0Flim 2= 1,8.220 = 396 (MPa);

+) Z R– hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ;
+) ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc ;
+) K xH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
+) Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
+) Y S – hế số xét đến độ nhậy vật liệu đối với tập trung ứng suất;
+) K xF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến đọ bền uốn;
+) K FC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC= 1 khi đặt tải một phía (bộ
truyền quay một chiều);
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy Z R. ZV . K xH = 1 và Y R.Y S . K xF =1, do đó
cơng thức trở thành :
[σ H ] =

σ 0 Hlim
. K HL
SH

[σ F] =

σ 0 Flim
. K FC . K FL
SF

Trong đó:
+) S H , S F – hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn;
+) 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 công thức:
N HO
N HE

√
√

K HL=

mH

K FL =

mF

NFO
NFE

Ta có:
+) mH ,mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;
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 với:
N HO= 30 H 2,4
HB
2,4
⇒ N HO 1= 30. H HB = 30.2452,4 = 16259974
2,4
⇒ N HO 2= 30. H HB = 30.2202,4 = 12558440
+) N FO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vể uốn, N FO= 4.106
+) N HE, N FE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
- Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi
1

2

N HE = 60c∑

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Ti 3
. ni .t i
T max

( )

Page 12


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
N FE = 60c∑

Ti
T max

mF

( ).

ni .t i

Trong đó:
+) c = 1 – là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
+) ni – số vòng quay của bánh răng trong một phút;

+) T i – mô men xoắn ở chế độ thứ i;
+) T max – mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
+) t i – tổng số giờ làm việc của bánh răng t i = 8.300.1.8 = 19200;
n đ c = 2907 (vịng/phút);
Ta có:
n1 = 905,6 (vòng/phút)
Suy ra:
3
0,85T 3 40
N HE 1= 60.1.2907.19200.[(T ) . 20
+(
) .
+
T 20+40+30
T
20+40+30

(

0,65T 3 30
]
) .
T
20+40+30
3 20
3 40
3 30
= 60.1.2907.19200.[1 . 90 +0,85 . 90 + 0,65 . 90 ] = 938417040.
3
0,85T 3 40

N HE 2= 60.1.905,6.19200.[(T ) . 20
) .
+(
+
T 20+40+30 T
20+40+30

(

0,65T 3 30
]
) .
T
20+40+30
3 20
3 40
3 30
= 60.1.905,6.19200.[1 . 90 + 0,85 . 90 +0,65 . 90 ] = 149033304.
6
0,85T 6 40
N FE 1 = 60.1.2907.19200.[(T ) . 20
) .
+(
+
T
20+40+30
T
20+40+30

(

0,65T 6 30
]
) .
T
20+40+30
6 20
6 40
6 30
= 60.1.2907.19200.[1 . 90 + 0,85 . 90 + 0,65 . 90 ] = 1396895428.
6
0,85T 6 40
N FE 2 = 60.1.905,6.19200.[(T ) . 20
) .
+(
+
T
20+40+30
T
20+40+30

0,65T 6 30
]
(
) .
T
20+40+30
6 20
6 40
6 30

= 60.1.905,6.19200.[1 . 90 + 0,85 . 90 + 0,65 . 90 ]= 154891895,5.
Ta có : +) N HE 1 ˃ N HO 1thì lấy N HE 1 = N HO 1 để tính, do đó K HL1 = 1;
+) N FE 1 ˃ N FOthì lấy N FE 1 = N FO để tính, do đó K FL1 = 1;
+) N HE 2 ˃ N HO 2thì lấy N HE 2 = N HO 2 để tính, do đó K HL2 = 1;
+) N FE 2 ˃ N FOthì lấy N FE 2 = N FO để tính, do đó K FL2 = 1;

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 13


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
σ 0 Hlim1
560
. K HL1⇒ [σ H 1] = 1,1 .1 = 509 (MPa).
SH

Vậy ta có: [σ H 1] =
[σ F 1] =

σ 0 Flim1
441
. K FC . K FL 1⇒ [σ F 1] = 1,75 .1.1 = 252 (MPa).
SF

[σ H 2] =

σ 0 Hlim2
510
. K HL2⇒ [σ H 2] = 1,1 .1 = 464 (MPa).

SH

σ 0 Flim 2
396
. K FC . K FL 2⇒ [σ F 2] = 1,75 .1.1 = 226 (MPa).
SF
[ σ ] + [ σH2 ]
509+ 464
⇒ [σ H ] = H1
=
= 486,5 (MPa)
2
2

[σ F 2] =

Với bộ truyền bánh răng cấp nhanh nên sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng thì đảm bảo điều kiện :[σ H ] ≤ 1,25. [σ H ] min= 1,25.500 = 625 (MPa)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
+) Với bánh răng thường hóa, tơi cải thiện hoặc tơi cải thể tích
[σ H ] max= 2,8.σ ch
⇒ [σ H 1 ]max = 2,8.σ ch1= 2,8.580 = 1624 (MPa).
⇒ [σ H 2 ]max= 2,8.σ ch 2= 2,8.450 = 1260 (MPa).
+) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (HB ≤ 350)
[σ F ]max = 0,8.σ ch
⇒ [σ F 1 ]max= 0,8.σ ch1= 0,8.580 = 464 (MPa).
⇒ [σ F 2 ]max= 0,8.σ ch2= 0,8.450 = 360 (MPa).
2.2.2. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
- Xác định khoảng cách trục a w
a w1 = K a .(u1± 1) 3 T 1 . K H β ¿

¿¿

√

Trong đó:
+) K a – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng;
K a = 43(MPa 1/3 ),
+) T 1 – Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T 1= 92554,4 (Nm)
+) u1– Tỉ số truyền (u1= 3,2)
bw
– Hệ số, trong đó b w là chiều rộng bánh răng.
aw 1
Tra bảng 6.6-tr97_[1] : ψ ba= 0,3

+) ψ ba=

Ta có : ψ bd = 0,5.ψ ba. (u1 + 1) ⇒ ψ bd = 0,5.0,3.(3 + 1) = 0,6
+) K H β– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Tra bảng 6.7 ⇒ K H β =1,05 (sơ đồ 6)

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 14


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM

√

⇒ a w 1 =43.(3 + 1)

3

92554,4 .1,05
= 132,41 (mm)
486,52 .3 ,2.0,3

Chọn a w1= 135 (mm)
2.2.3.Xác định các thông số ăn khớp
a) Xác định modun
m = (0,01 ÷ 0,02).a w1 ⇔ m = (0,01 ÷ 0,02).135 = (1,3 ÷ 2,7) (mm) ⇒ chọn m
=2
b) Xác định số răng và góc nghiêng β
- Chọn sơ bộ: β = 2 0o
- Số răng bánh nhỏ: z 1 =

2 a w 1 cos β
2.135. cos 20o
=
= 31,71 (răng)
m( u1 +1)
2.(3 + 1)

⇒chọn z 1= 32

- Số răng bánh lớn : z 2 = u. z 1= 3.32 = 96 (răng)
⇒ chọn z 2= 96 (răng)
Z2

96

- Do đó tỉ số truyền thực là: um =Z = 3 2 = 3
1
m.( z 1 + z 2 )

2.( 32+96 )

Ta tính lại: cos β = 2. a
= 2.1 35
= 0,95
w1
⇒ β = 180 11’
- Chiều rộng vành răng: b w= Ψ ba.a w1 = 0,3.135 = 40,5 (mm).
- Hệ số dịch chỉnh:
aw =

m.zt m.( z1 + z2 ) 2.( 32 + 96)
=
=
= 128
2
2
2

Theo 6.21-Tr99_[1] ta có:
Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo 6.22-Tr100_[1]:
y=

aw1

135
- 0,5.( z1 + z2 ) =
- 0,5.(32 + 96) = 3,5
m
2
ky =

1000. y 1000.3,5
=
= 27,34
zt
128

Theo 6.23-Tr100_[1] ta có:
Theo bảng 6.10a-Tr101_[1] ta có kx = 4,76
Do đó hệ số giảm đỉnh răng:
Dy =

k x. zt 4,76.(96 + 32)
=
= 0,61
1000
1000

Tổng hệ số dịch chỉnh xt
xt = y+ y = 3,5 + 0,61= 4,11
Hệ số dịch chỉnh bánh 1:
é
é
96 - 32) .3,5 ù

( z - z ). y ù
ú = 1,159
x1 = 0,5. êxt - 2 1 ú = 0,5. ê4,11 - (
êë
úû
êë
úû
zt
128

Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là:
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 15


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
x2 = xt - x2 =4,11 – 1,159 = 2,951
2.2.4.Xác định đường kính của các bánh răng
m. Z1 2.32
= 0,95 = 67,37 (mm)
cos β
m.Z2 2.96
d2 =
= 0,95 = 202,11 (mm)
cos β
2. a w 1
2. 135
- Đường kính vòng lăn: d w 1 = ( u +1) = (3 +1) = 67,5
1

d w 2 = d w 1.u1 = 67,5.3 = 202,5

- Đường kính vịng chia: d 1 =

- Đường kính đỉnh răng:d a 1 = d w 1+ 2.m = 67,5+ 2.2 = 71,5 (mm)
d a 2 = d w 2 + 2.m = 202,5 + 2.2 = 206,5 (mm)
- Đường kính đáy răng: d f 1 = d w 1 – 2,5.m = 67,5 – 2,5.2 = 62,5 (mm)
d f 2 = d w 2 – 2,5.m = 202,5– 2,5.2 = 197,5 (mm)
- Góc profin gốc: α = 200 (theo TCVN 1065-71)
tanα

0

tan20
) = 200 57 '
0,95

- Góc profin răng: α t = arctan(cos β ) = arctan(
- Góc ăn khớp: α tw = α t = 200 57 '
- Hệ số trùng khớp dọc: ε β =

bw . sin β
40,5. sin 180 11 '
=
= 2,01 > 1
m. π
2.3,14

2.2.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
- Theo công thức (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

√

σ H = Z M Z H.. Z ε.

2. T1 . K H .(u+1)
bw 1 .u. d

2
w1

√

= 274.1,72.0,78.

2. 92554,4 .1,35 .(3+1)
40,5 .3. 69,572

=440,2 (MPa)
Trong đó: +) Z M = 274 (MPa 1/3 ) - hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các
bánh răng ăn khớp (theo bảng 6.5);
+) Z H =

√

2. cos 180
=
sin 2.20 0 57 '

2. cos βb

sin 2. α tw

√

= 1,72 - hệ số kể đến sự ảnh hưởng của

hình dáng bề mặt tiếp xúc.
Với: góc ăn khớp = góc profin răng : α tw = α t = 200 57'
β b – góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở
tan β b = cos α t .tanβ = cos 20 0 57' .tan180 11' = 0,3 ⇒ β b = 170 3’
+) Z ε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác định dựa vào ε β như
sau:

εβ =

bw . sin β 40,5 . sin 180 11 '
=
= 2,3 > 1
m. π
2.3,14

1
nên ta có: Z ε =
=

√ √
εα

1
= 0,78

1,66

Với: ε α – hệ số trùng khớp ngang ta có:
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 16


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
1
1
ε α = [ 1,88 – 3,2.(
cos β
+
z1
z2 ) ].
1
1
= [ 1,88 – 3,2.( 32 + 96 ) ].cos 18 0 11' = 1,66
+) K H – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, ta có:
K H = K H β . K H α. K HV = 1,05.1,13.1,06 = 1,35

· K H β = 1,05 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
· K H α – hệ số phân bố tải trọng cho các đôi răng ăn khớp xác định dựa theo:
π . d w 1 nI
3,14.67,5.1455
=
= 5,14 < 15
60000

60000
Vậy tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác 8⇒ K H α = 1,13
+) K HV – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp;
v . b .d
4,41.40,5.67,5
K HV = 1 + H w w1
= 1 + 2.92554,4 .1,05.1,12 = 1,06
2. T1 . K Hβ . K Hα

v=

a
135
Ta có: theo công thức (6.42): v H = σ H . g0 . v . w = 0,002.64.5,14.
= 4,41

√

√

u

3

Với: σ H = 0,002 (theo bảng 6.15), g0 = 64 (theo bảng 6.16);
- Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép:
Ta có: Z v = 0,85. v 0,1 = 0,85.5,14 0,1 = 1 (vì HB ≤ 350)
Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó
cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 µm, do đó Z R = 0,95 với d a< 700mm,
chọn K xH = 1, do đó theo cơng thức (6.1) và (6.1a) ta có:

[σ ¿¿ H ]¿ = σ H . Z v. Z R. K xH = 440,2.1.0,95.1 = 418,19 MPa
*Ta thấy: σ H <[σ ¿¿ H ]¿thỏa mãn
2.2.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
2. T . K . Y . Yβ . YF1

1
F
ε
- Điều kiện bền uốn cho răng: σ F 1 = b . m . d
w
nw
w1

σ F2 =

≤ [ σF1 ]

σ F1 . Y F2
≤ [ σF2 ]
YF1

Trong đó:
+) T 1 = 92554,4 – mô men xoắn trên bánh chủ động ;
+) m = 2 - mô đun pháp;
+) b w = 40,5 mm – chiều rộng vành răng;
+) d w 1 = 67,5 mm – đường kính vịng lăn của bánh răng chủ động;
+) Y F 1, Y F 2 – hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, ta có:
zv 1

=

z1
3
β

cos

=

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

32
0,953

= 37,3
Page 17


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
z2

96
= 111,9
cos
0,953
+) Theo bảng 6.18 ta có: Y F 1 = 3,7 và Y F 2 = 3,6
1
1
+) Y ε = ε = 1,66 = 0,6 - hệ số kể đến sự trùng hợp của răng, (với ε α = 1,66);
α

zv 2

=

+) Y β = 1 – (

3
β

=

β0
180 11 '
)
=
1
–
(
) = 0,87
1400
140 0

+) K F –hệ số tải trọng khi tính về uốn,
với K F= K F β. K F α . K Fv = 1,1.1,37.1,07 = 1,6
Trong đó: K Fβ = 1,1 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
vành răng (theo bảng 6.7); K Fα = 1,37 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (theo bảng 6.14); K Fv = 1,07 – hệ số kể
đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, (tra bảng P2.3 phụ lục);
2. T1 . K F . Y ε . Y β . Y F1
2.92554,4.1,6.0,6.0,87.3,7

=
40,5.2.67,5
w . m nw . d w1
σ F1. Y F2
88,27 .3,6
=
= 85,88 MPa
3,7
Y F1

⇒ σ F1 = b
σ F2

Ta thấy:

=

= 88,27 MPa

σ F 1= 88,27 MPa <[σ ¿¿ F 1]¿= 252 MPa
σ F 2 = 85,88 MPa <[σ ¿¿ F 2] ¿= 226 MPa

⇒ Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

2.2.7.Kiểm nghiệm răng về quá tải
-Ta có: σ Hmax= σ H .√ K qt = 440,2.√ 2,2 = 652,92 MPa ; K qt =

T max
= 2,2
T

Ta thấy: σ Hmax = 652,92 MPa <[σ H ] max = 1624 MPa (theo 6.48)
-Theo (6.49):
σ F 1 max = σ F 1. K qt =88,27.2,2 = 194,19 MPa <[σ F 1 ]max = 464 MPa
σ F 2 max = σ F 2. K qt = 85,88.2,2 = 188,94 MPa <[σ F 2 ]max = 360 MPa
*Bảng thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng
TT

Thơng số

Kí hiệu

Giá trị

1

Khoảng cách trục

a w1

135 mm

2
3
4

Tỷ số truyền
Chiều rộng vành răng
Mơ đun pháp

u1
bw

m

3,2
40,5 mm
2

5

Góc nghiêng răng

β

180 11'

6

Hệ số dịch chỉnh

x

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 18

x 1 = 1,159
x 2 = 2,951

GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
7

Số răng

Z

Z1 = 32
Z2 = 96

8

Đường kính vòng lăn

dw

d w 1 = 67,5 mm
d w 2 = 202,5 mm

9

Đường kính vịng chia

di

10

Đường kính đỉnh răng

d ai

d a 1 = 71,5 mm
d a 2 = 206,5 mm

11

Đường kính đáy răng

d fi

d f 1 = 62,5 mm
d f 2 = 197,5 mm

12

Góc profin gốc

α

α = 200

13

Góc profin răng

αt

α t = 200 57'

14

Góc profin ăn khớp

α tw

α tw = 200 57'

15

Hệ số trùng khớp dọc

εβ

2,38

d 1 = 67,37 mm
d 2 = 202,11 mm

2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm
Tương tự như tính tốn bộ truyền bánh răng cấp nhanh.ta cũng chọn vật
liệu là thép nhóm I có độ rắn HB≤ 350
Tra bảng 6.1 ta có
- Bánh răng nhỏ (bánh răng 1):thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241...285
+) Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là: HB 1 = 245
+) Giới hạn bền :σ b 1 = 850 MPa
+) Giới hạn chảy :σ ch1 = 580 MPa
- Bánh răng lớn (bánh răng 2): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192...240
+) Chọn độ rắn bánh răng lớn là: HB 1 = 220
+) Giới hạn bền :σ b 2 = 750 MPa

+) Giới hạn chảy :σ ch2 = 450 MPa
2.3.1.Ứng suất cho phép
-Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F] được xác
định theo công thức :

[σ H ] =
[σ F] =

σ 0 Hlim
SH

σ 0 Flim
SF

. Z R. ZV . K xH . K HL

. Y R.Y S . K xF. K FC . K FL

Trong đó :

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 19


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
+) σ 0Hlimvàσ 0Flimlần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở, trị số của chung (Tra bảng 6.2 )
σ 0Hlim= 2HB + 70 , S H = 1,1;
σ 0Flim= 1,8HB , S F= 1,75;

Suy ra:
σ 0Hlim1= 2.245 + 70 = 560 (MPa);
σ 0Flim1= 1,8.245 = 441 (MPa);
σ 0Hlim2= 2.220 + 70 = 510 (MPa);
σ 0Flim 2= 1,8.220 = 396 (MPa);
+) Z R– hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ;
+) ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc ;
+) K xH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
+) Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
+) Y S – hế số xét đến độ nhậy vật liệu đối với tập trung ứng suất;
+) K xF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến đọ bền uốn;
+) K FC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC= 1 khi đặt tải một phía;
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy Z R. ZV . K xH = 1 và Y R.Y S . K xF=1, do đó
σ 0 Hlim
[σ H ] =
. K HL
SH

công thức trở thành :

σ 0 Flim
[σ F] =
. K FC . K FL
SF

Trong đó : S H , S F – hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn ;
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 công thức:
K HL=

√

mH

N HO
N HE

và

K FL =

√

mF

N FO
N FE

Ta có : mH ,mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;
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 với:
N HO

= 30 H 2,4
HB
2,4

⇒ N HO 1= 30 H HB = 30.2452,4 = 16259974
1

2,4

⇒ N HO 2= 30 H HB = 30.2202,4 = 12558440
2

N FO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vể uốn, N FO= 4.106
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 20


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
N HE, N FE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

-Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi
N HE = 60c∑

Ti 3
. ni .t i
T max

N FE

Ti
T max

( )
= 60c∑ (
).

mF

ni .t i

Trong đó:
+) c = 1 – là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
+) ni – số vòng quay của bánh răng trong một phút;
+) T i – mô men xoắn ở chế độ thứ i;
+) T max – mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
+) t i – tổng số giờ làm việc của bánh răng t i = 8.300.1,8 = 19200
Ta có: n2 = 905,61 (vịng/phút)
n3 = 339,18 (vòng/phút)

Suy ra:
3
0,85T 3 40
N HE 1=60.1.905,6.19200.[(T ) . 20
+(
) .
+
T 20+40+30 T
20+40+30

0,65T 3 30
]
(
) .
T
20+40+30
3 20

3 40
3 30
= 60.1.905,6.19200.[1 . 90 +0,85 . 90 + 0,65 . 90 ] = 218987712.
3
0,85T 3 40
N HE 2= 60.1.339.19200.[(T ) . 20
) .
+(
+
T 20+40+30
T
20+40+30

(

0,65T 3 30
]
) .
T
20+40+30
3 20
3 40
3 30
= 60.1.339.19200.[1 . 90 + 0,85 . 90 +0,65 . 90 ] = 25630526,64.
6
0,85T 6 40
N FE 1 = 60.1.905,6.19200.[(T ) . 20
) .
+(
+

T
20+40+30
T
20+40+30

(

0,65T 6 30
]
) .
T
20+40+30
6 20
6 40
6 30
= 60.1.905,6.19200.[1 . 90 + 0,85 . 90 + 0,65 . 90 ] = 1154891895,5.

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 21


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
6
0,85T 6 40
N FE 2 = 60.1.339.19200.[(T ) . 20
) .
+(
+
T

20+40+30
T
20+40+30

(

0,65T 6 30
]
) .
T
20+40+30
6 20
6 40
6 30
= 60.1.339.19200.[1 . 90 + 0,85 . 90 + 0,65 . 90 ] = 23476902,88.

Ta có : N HE 1 ˃ N HO 1thì lấy N HE 1 = N HO 1 để tính, do đó K HL1 = 1.
N FE 1 ˃ N FOthì lấy N FE 1 = N FOđể tính, do đó K FL1 = 1.
N HE 2 ˃ N HO 2thì lấy N HE 2 = N HO 2để tính, do đó K HL2 = 1.
N FE 2 ˃ N FOthì lấy N FE 2 = N FO để tính, do đó K FL2 = 1.

Vậy ta có: [σ H 1] =

σ 0 Hlim1
560
. K HL1⇒ [σ H 1] = 1,1 .1 = 509 (MPa).
SH

[σ F 1] =

σ 0 Flim 1
441
. K FC . K FL 1⇒ [σ F 1] = 1,75 .1.1 = 252 (MPa).
SF

[σ H 2] =

σ 0 Hlim2
510
. K HL2⇒ [σ H 2] = 1,1 .1 = 464 (MPa).
SH

σ 0 Flim 2
396
. K FC . K FL 2⇒ [σ F 2] = 1,75 .1.1 = 226 (MPa).
SF
[σ ]+[σ H 2]
509+ 464
⇒ [σ H ] = H 1
=
= 486,5 (MPa)
2
2

[σ F 2] =

Với bộ truyền bánh răng cấp chậm nên sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng thì đảm bảo điều kiện : [σ H ] ≤ 1,25. [σ H ] min= 1,25.500 = 625 (MPa)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
Với bánh răng thường hóa, tơi cải thiện hoặc tơi cải thể tích :

[σ H ] max= 2,8.σ ch
⇒[σ H 1 ]max = 2,8.σ ch1= 2,8.580 = 1624 (MPa).
⇒[σ H 2 ] max= 2,8.σ ch2= 2,8.450 = 1260 (MPa).
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (HB ≤ 350) : [σ F ]max = 0,8.σ ch
⇒ [σ F 1 ]max= 0,8.σ ch1= 0,8.580 = 464 (MPa).
⇒ [σ F 2 ]max= 0,8.σ ch2= 0,8.450 = 360 (MPa).
2.3.2. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
- Xác định khoảng cách trục a w 2
a w 2= K a .(u2± 1) 3 T 2 . K H β ¿
¿¿

√

Trong đó:
+) K a – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng;
K a = 43(MPa 1/3 ),
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 22


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
+) T 1 – Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T 2= 266793,7(Nm)
+) u2– Tỉ số truyền(u2= 2,67)
bw
– Hệ số, trong đó b w là chiều rộng bánh răng.(ψ ba= 0,3);
aw 1
Ta có : ψ bd = 0,5.ψ ba. (u2 + 1)

+) ψ ba=

⇒ ψ bd= 0,5.0,3.(2,5 + 1) = 0,53
+) K H β – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Tra bảng 6.7 ⇒ K H β =1,05 (sơ đồ 6)
⇒ a w 2 =43.(2,5 + 1)

√
3

266793,7 .1,05
= 150 (mm)
486,52 .2, 67.0,3

Chọn a w 2= 150 (mm)
2.3.3. Xác định các thông số ăn khớp
a) Xác định modun
- Sau khi xác định được khoảng cách trục a w có thể theo cơng thức sau để
tính modum:m = (0,01 ÷ 0,02).a w 2
⇒m = (0,01 ÷ 0,02).150 = (1,5 ÷ 3) mm ⇒ chọn m = 2
b) Xác định số răng
- Vì bánh răng nghiêng nên chọn: β = 20o
2 aw 2 cos β

2.150. cos 20 o

- Số răng bánh nhỏ : z 3= m(u +1) =
= 40,27 (răng)
2.(2,5+1)
2

⇒Chọn z 3= 40
- Số răng bánh lớn: z 4= u. z 4= 2,5.40 = 100 (răng)
⇒ chọn z 4= 100 (răng).
Z4

100

- Do đó tỉ số truyền thực : u = Z = 40 = 2,5
3
m.( z 3 + z 4 )

2.(40+100 )

Ta tính lại: cos β = 2. a
= 2.1 5 0
= 0,93 ⇒ β = 170 49’
w2
- Chiều rộng vành răng: b w 2= Ψ ba.a w 2 = 0,3.150 = 45 mm.
2.3.4.Xác định đường kính của các bánh răng
m. Z 3 2.40
= 0,93 = 86 (mm).
cos β
m. Z 4
2.100
d4 =
= 0,93 = 215 (mm).
cos β
2. aw 2
2.150
- Đường kính vịng lăn: d w 3 = (u +1) = (2,5+1) = 85,7 (mm).

2

- Đường kính vịng chia: d 3 =

d w 4 = d w 3.u2 = 85,7.2,5 = 214,25 (mm).
- Đường kính đỉnh răng:d a 3 = d w 3 + 2.m = 85,7 + 2.2 = 89,7 (mm).
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 23


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
d a 4 = d w 4 + 2.m = 214,25 + 2.2 = 218,25 (mm).
- Đường kính đáy răng: d f 3 = d w 3 – 2,5.m = 85,7 – 2,5.2 = 80,7 (mm).
d f 4 = d w 4 – 2,5.m = 214,25 – 2,5.2 = 209,25 (mm).

- Góc profin gốc: α = 200 (theo TCVN 1065-71)
tan α

- Góc profin răng: α t = arctan( cos β ) = arctan(

tan 200
) = 200 55’
0,93

- Góc ăn khớp: α tw = α t = 200 55 '
- Hệ số trùng khớp dọc: ε β =

bw . sin β 45. sin 170 49 ’
=

= 2,15
m. π
2.3,14

2.3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
- Theo công thức (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

√

σ H = Z M . Z H . Z ε.

2. T 2 . K H .(u+1)
2.266793,7 .1,234 .(2,5+ 1)
=274.1,694.0,9.
2
b w2 . u .d w 3
40.2,5 . 85,72

√

= 917 (MPa)
Trong đó:
+) Z M = 274 (MPa 1/3 ) - hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng
ăn khớp (theo bảng 6.5);
2. cos β b
+) Z H =

√

sin 2. α tw

=

√

2.0,957
sin 2. 200 55 '

= 1,694 - hệ số kể đến sự ảnh hưởng

của hình dáng bề mặt tiếp xúc;
Với: góc ăn khớp = góc profin răng : α tw = α t = 200 55'
β b – góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở
tan β b = cos α t .tanβ = cos 20 0 55 ' .tan170 49 ' = 0,3 ⇒ β b = 16042’
+) Z ε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác định dựa vào ε β như
sau:
εβ =

bw 2 .sin β 40.0,306
= 2.3,14 = 1,83
m. π

4−ε α )
(
)
nên ta có: Z ε = (
= 4−1,66 = 0,9

√

3

√

3

Với: ε α – hệ số trùng khớp ngang ta có:
1
1
ε α = [ 1,88 – 3,2.(
cos β
+
z3
z 4 ) ].
1
1
= [ 1,88 – 3,2.( 34 + 85 ) ].0,952 = 1,66

+) K H – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, ta có:
K H = K H β . K H α. K HV = 1,05.1,13.1,04 = 1,234
· K H β = 1,05 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng.
SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

Page 24


GVHD: Ths.NGUYỄN THỊ NAM
· K H α – hệ số phân bố tải trọng cho các đôi răng ăn khớp xác định dựa
theo:

v=

π . d w 3 nII
3,14.85,7.220,5
=
= 0,83 < 4
60000
60000

Vậy tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác 9
⇒ tra bảng 6.14 ta được K H α = 1,13
+) K HV – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp;
K HV = 1 +

v H . bw 2 .d w 3
5,3.45 .85,7
=
1
+
= 1,02
2.266793,7.1,05
.1,13
2.T 2 . K H β . K H α

Ta có: theo công thức (6.42):
v H = σ H . g0 . v . aw 2 = 0,002.73.5,14. 150 = 5,3
2,5
u
Với: σ H = 0,002 theo bảng 6.15, g0 = 73 theo bảng 6.16.

√

√

- Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép:
Ta có: Z v = 0,85. v 0,1 = 0,85.5,14 0,1 = 1 (vì HB ≤ 350)
Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là
8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 µm, do đó Z R = 0,95 với d a<
700mm, chọn K xH = 1, do đó theo cơng thức (6.1) và (6.1a) ta có:
σ H = [σ ¿¿ H 2]¿ . Z v. Z R. K xH = 917.1.0,95.1 = 871,15 MPa
Ta thấy: σ H <[σ ¿¿ H ]¿ thỏa mãn
2.3.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Điều kiện bền uốn cho răng
2.T 2 . K F .Y ε .Y β .Y F 1
≤ [σ ¿¿ F 1]¿
b w 2 . mnw . d w 3
σ F1. Y F2
≤[σ ¿¿ F 2]¿
= Y
F1

σ F1 =
σ F2

Trong đó: +) T 2 = 266793,7 (Nmm) – mô men xoắn trên bánh chủ động ;
+) m = 2 - mô đun;
+) b w 2 = 40 mm – chiều rộng vành răng;
+) d w 3 = 85,7 mm – đường kính vịng lăn của bánh răng chủ động;
+) Y F 1, Y F 2 – hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, ta có:
zv 1 =

z1
3
β

cos
z2

=

34
= 39,4
0,933

85
= 98,5
cos
0,933
Theo bảng 6.18 ta có: Y F 1 = 3,8 và Y F 2 = 3,6
1
1
+) Y ε = ε = 1,66 = 0,57 - hệ số kể đến sự trùng hợp của răng,
α
với ε α là hệ số trùng khớp ngang ta có: ε α = 1,66
zv 2 =

SVTH: NGUYỄN HỒNG HẢI

3
β

=

Page 25