Mục Lục

1


ĐỀ TÀI
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Đề số 10 – Phương án số 05

Hệ thống dẫn động xích tải bao gồm:
1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
2. Nối trục đàn hồi
3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đơi cấp nhanh
4. Bộ truyền xích ống con lăn
5. Xích tải ( Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)
Số liệu thiết kế
• Lực vịng trên xích tải F = 4000 (N)
• Vận tốc trên xích tải v = 1,25 (m/s)
• Số răng đĩa xích dẫn z = 11 (răng)
• Bước xích p = 110 (mm)
• Thời gian phục vụ L = 3 (năm)
• Số ngày làm /năm Kng = 230 (ngày)
• Số ca làm trong ngày: 1 (ca)
t 1 = 35 giây, t = 22 giây, t = 23 giây
•
2
3
•

T1 = T, T2 = 0,4T, T3 = 0,3T

2


CHƯƠNG I: TÍNH CƠNG SUẤT, CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN
1.Xác định công suất động cơ
1.1. Xác định công suất làm việc của động cơ:
F.v
4000.1,25
Plv = 1000 =
= 5 kW
1000

Với:
F: lực kéo xích tải (N)
V: vận tốc xích tải (m/s)
1.2.Công suất tương đương:

Ptđ = Plv.

√

12 .t 1 +0.42 . t 2 +0.32 . t 3
35+ 22+ 23

=

5.

√


12 .35+ 0.42 .22+0.32 .23
35+22+23

= 3,56 kW

Với:
Plv: là công suất lớn nhất (kW)
Pi: công suất tác dụng trong thời gian t1
1.3.Hiệu suất chung:
ղ kn

ղch =

.ղx.ղbr3ղol4 = 1.0,93.0,983.0.994 = 0,84

với :
Hiệu suất bộ truyền xích ղx: 0.93
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: 0.98
Hiệu suất một cặp ổ lăn: 0.99
1.4.Công suất cần thiết:
Ptđ
3,56
Pct = ղ ch = 0,84

= 4,24 kW

1.5.Tỉ số truyền toàn bộ hệ thống:

Dựa vào bảng 2.4 ta chọn tỉ số truyền:

Truyền động xích: ux = 2.5
Truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp: uh = 8
Uch = ux.uh = 2,5.8 = 20
1.6.Số vịng quay trục máy cơng tác:
60000.v
60000.1,25
nlv =
=
z.p
11.110

= 62 vg/ph

với:
3


Vận tốc xích tải ,v = 1,25 m/s
Số răng đĩa xích dẫn, z = 11
Bước xích, pc = 110 mm
1.7.Số vòng quay sơ bộ :

nsb = uch.nlv = 20.62 = 1240 vg/ph
1.8. Chọn quy cách động cơ :

Động cơ được chọn phải thỏa mãn hai điều kiện:
P đc ≥ P ct
n đb ≈ n sb

}


Dựa vào phụ lục 1.3 , nsb = 1500 vg/ph, ta chọn động cơ: 4A112M4Y3
Pđc = 5,5kW ≥ Pct = 4,24kW
nđb

= 1425 vg/ph ≈ nsb = 1240 vg/ph

2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống
2.1.Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn
nđc
1425
uch
= nlv = 62 = 22,98
2.2.Tỉ số truyền của xích
ux

Với uh = 8 →

=

uch
u hb

=

22,98
8

= 2,87


Tra bảng 3.1 trang 43, ta được :
Tỉ số truyền cấp nhanh : u1 = 3,08
Tỉ số truyền cấp chậm: u2 = 2,60
Tỉ số truyền xích: ux = 2,87
Kiểm tra sai số cho phép
ut

= u1.u2.ux =3,08.2,6.2,87 = 22,98

u t−u ch
∆u = uch

.100 =

22,98−22,98
.100 = 0% ≤ 4%
22,98

2.3.Tính tốn thơng số trục và số vòng quay động cơ
Ptđ
3,56
P3 = ղ x . ղ ol = 0,93.0,99 = 3,87 kW

n1 =

nđc
ukn

n2 =


n1
u1

1425 vg/ph
P2 =

P3
ղ br . ղ ol

=

3,87
0,98.0,99

= 3,99 kW

=

=

1425
1

1425
3,08

=

=


462,66 vg/ph
4


P1 =
vg/ph
Pđc =

P2

=

2
br

n . ղ ol
P1
ղ kn . ղ ol

3,99
2
0,98 .0,99

=

4,11
1.0,99

= 4,20 kW


= 4,24 kW

n3 =

n2
u2

=

462,66
2,6

= 177,95

n4 =

n3
ux

=

177,95
2,87

= 62

vg/ph
2.4.Tính tốn momen xoắn trên trục:
Pi
6

T = 9,55.10 . ni Nmm
với i = 1 , 2 , 3 ,….
4,24

Tđc = 9,55.106. 1425

= 28415,44 Nmm

4,2

T1 = 9,55.106. 1425
T2 = 9,55.106.

= 28147,37 Nmm

3,99
462,66
3,87

T3 = 9,55.106. 177,95
3,56
T4 = 9,55.10 . 62
6

= 82359,62 Nmm
= 207690,36 Nmm

= 548354,84Nmm

Bảng kết quả: Đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền

Trục

Động cơ

1

2

3

Công tác

4,15

4,11

3,99

3,87

3,56
2,87
62
548354,84

Thông số
Công suất P , kW
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n , vg/ph
Moomen xoắn T, Nmm


1
1425
28415,44

3,08
1425
28147,37

2,6
462,66
82359,62

177,95
207690,36

5


CHƯƠNG II: TÍNH TỐN CÁC BỘ TRUYỀN HỞ
1. Tính tốn bộ truyền hở
1.1. Chọn loại xích:

Do làm việc với điều kiện va đập nhẹ , vận tốc quay thấp nên dùng xích con lăn.
1.2.Xác định các thơng số của bộ xích truyền:
z 1 = 29 - 2u = 29 - 2.2,87 = 23,26


chọn z 1 = 25


z 2 = 2. z 1 =2,87.25 = 71,75



chọn z 2 = 72 ≤ z max = 120

 Cơng suất tính tốn :

Pt = P.k.kz.kn
Trong đó: z1 = 25
+ Hệ số hở răng:
kz

=

25
z1

=

25
25

=1

Dựa vào bảng 5.5, với n1 = 177,95 vg/ph, ta chọn n01 = 200vg/ph
+ Hệ số vòng quay:
kn

=


n01
n1

=

200
177,95

= 1,12

Các hệ số điều kiện sử dụng k:
k = ko.ka.kđc.kđ.kc.kbt = 1.1.1,25.1,35.1.1,3 = 2,19
Tra bảng 5.6: Trị số của các hệ số thành phần trong hệ số sử dụng số k:
Với: k0 - Hệ số ảnh hưởng đến vị trí bộ truyền : k0 = 1 (đường tâm nối 2 đỉa xích hợp với
phương ngang góc nhỏ hơn 600)
ka

k đc

-

hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ( ta chọn a = 40p) : ka = 1
- hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: vị trí trục khơng điều

chỉnh được : kđc = 1,25
kđ

- hệ số tải trọng động : kđ = 1,35 ( tải va đập nhẹ)


kc

- hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: kc = 1 ( bộ truyền làm việc 1 ca )

k bt

- hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn :

k bt

= 1,3 (môi trường có bụi, chất lượng

bơi trơn II)
+ Cơng suất tính tốn sẽ là:
Pt = 3,87.2,19.1.1,12 = 9,49kW
Tra bảng 5.5 công suất cho phép [ P ] của xích con lắm với điều kiện:
6


{

P t=9,49 kW < [ P ] =11 kW
n 01=200 vg/ ph

ta chọn bộ truyền xích có bước xích p = 25,4 (mm)

Đồng thời theo bảng 5.8 : Trị số của bước xích lớn nhất cho phép Pmax với số vịng quay
tới hạn tương ứng với bước xích p = 25,4mm là nth = 800 vg/ph nên thỏa điều kiên: n01 =
200 vg/ph < nth
Kiểm nghiệm bước xích theo cơng thức:

p ≥ 600.

√
3

P.K
z 1 . n1 . [ p 0 ] . K x

= 600.

√
3

3,87.2,19
25.177,95 .30,7 .1

= 23,75mm

→ thỏa mãn điều kiện
Khoảng cách trục sơ bộ:
a = 40p = 40.25,4 = 1016 mm
+ Số mắc xích của bộ truyền:
X=

2a
p

+

z 1+ ¿z

2
¿

2

2

+

(z 2−z 1) . p
2

4π . a

=

2.1016
25,4

+

25+ 72
2

+

(72−25)2 .25,4
4π2 .1016

= 129,9

Chọn số mắt xích là số chẵn nên ta chọn X = 130
Chiều dài xích : L = p.X = 25,4. 130 = 3302 mm
Tính chính xác lại khoảng cách trục:
a= 0,25.p.{

xc

z 2+ z 1

- 0,5.(

{ 130- 0,5.( 72+25) +

√

)+

√

[

( z −z )
[ xc −0,5.(z 2+ z 1 ) ] −2. 2 π 1
2

[

(72−25)
[ 130−0,5.(72+25)] −2.
π

2

2

]

} = 0,25.25,4.

2

]

}

= 1017mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn,giảm khoảng cách trục một lượng bằng:
Δa = 0,003.a = 0,003.1017 = 3mm
Do đó : a= 1034mm
+ Số lần va đập của xích:
i=

z 1 . n1
15. X

=

25.177,95
15.130

= 2,28 < [i] = 30


7


Theo bảng 5.9 với bước xích p = 25,4(mm) ta chọn [ i ] = 30
1.3.Kiểm nghiệm về độ bền của xích:
Q
k đ . F t + F o+ F v

s=

Dựa vào bảng 5.2 : các thơng số của xích con lăn
Ta được tải trọng phá hỏng Q= 56700N, khối lượng 1 mét xích q = 2,6kg ứng với bước
xích p = 25,4mm
kđ

= 1,2 hệ số tải trọng động ứng với chế độ làm việc trung bình

+ Vận tơc trung bình của xích:
v=

n1 . z.p
60000

177,95.25 .25,4
60000

=

+ Lực vịng có ích:

Ft =

1000. P
v

=

1000.3,87
1,88

= 1,88 m/s

= 2059N

+ Lực căng do lực li tâm sinh ra:
Fv = q.v2 = 2,6.(1,88)2 = 9,19N
+ Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81.kf.q.a = 9,81.6.2,6.1,014 = 155,18N
Với kf = 6 : với bộ truyền nằm ngang
56700

Do đó:

s = 1,2.2059+155,18+ 9,19 = 21,52

Theo bảng 5.10 với n = 200vg/ph, [ s ] = 8,2 . Ta thấy s > [ s ] : bộ truyền xích đảm
bảo đủ bền.
1.4.Đường kính :

+ Đường kính vịng chia đĩa xích:

p
d1

=

sin(

π
)
z1

=

25,4
π
sin( )
25

= 202,66mm

=

25,4
π
sin( )
72

= 582,31mm

p

d2

=

π
sin( )
z2

+ Đường kính vịng đỉnh của đĩa xích:
d a1

π
π
= p.[0,5 + cotg( z 1 ) ] = 25,4.[0,5 + cotg( 25 ) ] = 213,76mm

8


d a2

π
π
= p.[0,5 + cotg( z 2 ) ] = 25,4.[0,5 + cotg( 72 ) ] = 594,46mm

+ Đường kính chân răng ;
Bán kính đáy r = 0,5025d1 + 0,05 với d1 tra từ bảng 5.2 ứng với bước xích p = 25,4mm ta
được : d1 = 15,88mm
r= 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03mm
d f1


=

d1

- 2r = 202,66 - 2.8,03 = 186,6mm

d f2

=

d2

- 2r = 582,31 - 2.8,03 = 566,25mm

1.5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
σ = 0,47. √ k r .( F t . K đ + F vđ ). E /( A.k d )
H

Trong đó:
σH : ứng suất tiếp xúc cho phép
+

Ft

- lực vòng:

+

F vđ


-lực va đập trên m dãy xích : với m=1
F vđ

Ft

= 2059N

= 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.177,95.25,43.1 = 3,79N

+

Kđ

+

kd

= 1 (xích 1 dãy)

+

kr

- hệ số ảnh hưởng của số răng đãi xích :

- hệ số tải trọng động:

Kđ

= 1,35

kr

= 0,42

+ E - Mô đun đàn hồi: E = 2,1.105 MPa
+ A - Diện tích chiếu của bản lề: A = 180mm2 ( dựa vào bảng 5.12 ứng với bước xích
p=25,4mm)
Do đó:
σH1 = 0,47.

√ 0,42.(2059.1,35+3,79). 2,1.10 5 /(180 .1)

= 549MPa

Như vậy ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho
phép [σH1 ] = 600MPa , có [σH1 ] = 600MPa ≥ [σH1 ] = 549MPa
1.6.Lực tác dụng lên trục :

Fr = kx.Ft = 1,15.2059 = 2367,85N
Trong đó:
Fr : lực tác dụng lên trục (N)
kx

= 1,15 (bộ truyền nằm ngang )

Ft : lực vòng (N)

9



Bảng kết quả:
Thơng số

Giá trị

Loại xích
Bước xích, p(mm)
Số mắc xích, X
Chiều dài xích , L(mm)
Khoảng cách trục, a(mm)
Số răng xích đĩa nhỏ, z1(răng)
Số răng xích đĩa lớn, z2(răng)
Vật liệu đĩa xích
Đường kính vịng chia đĩa xích nhỏ,
d1(mm)
Đường kính vịng chia đĩa xích lớn,
d2(mm)
Đường kính vịng đỉnh đĩa xích nhỏ,
da1(mm)
Đường kính vịng đỉnh đĩa xích lớn,
da2(mm)
Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ,
df1(mm)
Đường kính chân răng đĩa xích lớn,
df2(mm)
Bán kính đáy , r(mm)
Lực tác dụng lên trục, Fr(N)
2. Tính tốn khớp nối trục đàn hồi:
Momen xoắn : T = 28415,44Nmm
n = 1425 vg/ph

→ chọn nối trục vòng đàn hồi
T(Nm d(mm D
D0
Z
)
)
31,5
18
90
63
4
l0

= l1 +

l2
2

Xích con lăn
25,4
130
3302
1034
25
72
C45, [σH1 ] = 600MPa
202,66
582,31
213,76
594,46

186,6
566,25
8,03
2367,85

L
84

l1

l2

l3

20

10

15

dc

10

k(xích
tải)
1,5

= 20 + 5 = 25 mm


Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
σd

=

2 kT
Z. D 0 . d c .l 3

=

2 .1,5 .28415,44
4.63.10 .15

= 2,26 ≤ [σ]d = (2÷4)MPa

Điều kiện sức bền của chốt:
10


σu

=

kT l 0
3
c

0,1.d D 0 . Z

=


1,5.28415,44 .25
3
0,1. 10 .63 .4

= 42,28 ≤ [σ]u = 80MPa

11


CHƯƠNG III: TÍNH TỐN, THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP
GIẢM TỐC
1.Thông số kĩ thuật:
Thời gian phục vụ :Lh = 3 năm = 3.230.8 = 5520 giờ
Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, thời gian làm việc 1 ca 8 giờ
Cặp bánh răng phân đôi cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng):
Công suất P , kW
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n , vg/ph
Moomen xoắn T, Nmm
Cặp bánh răng cấp chậm;
Cơng suất P , kW
Tỉ số truyền u
Số vịng quay n , vg/ph
Moomen xoắn T, Nmm

4,11
3,08
1425
28147,37

3,99
2,6
462,66
82359,62

2.Chọn vật liệu bánh răng:
Do khơng có u cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây
chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau . Theo bảng 6.1 ta chọn:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 .. 285 có σb1 = 850MPa, σch1 = 580MPa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 .. 240 có σb2 = 750MPa, σch2 = 450MPa
3.Xác định ứng suất cho phép:
Ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 260, độ rắn bánh răng lớn HB2 = 230
Dựa theo bảng 6.2, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180 .. 350, ta được
σoHlim - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở , σoHlim = 2HB + 70
SH , SF - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn , SH = 1,1 , SF = 1,75
σoFlim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở , σoFlim = 1,8HB
3.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

σoHlim1 = 2.HB1 + 70 = 2.260 + 70 = 590MPa
σoHlim2 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530MPa
 Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
σoFlim1 = 1,8.260 =468MPa
σoFlim2 = 1,8.230 = 414MPa
 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO1 = 30HHB2,4 = 30.2602,4 = 1,88.107 chu kì
NHO2 = 30HHB2,4 = 30.2302,4 = 1,4.107 chu kì
với HHB là độ rắn Brinen
 Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
12



Ti
NHE1 = 60cΣ( T max )3niti

= 60.1.1425.

[( ) ( ) ( ) ]

=60.1.1425.

[( )

3

3

3

T
0.4T
0.3T
. t1 +
.t 2 +
.t3
T
T
T

.Lh


35
22
23
+ ( 0,4 )3 .
+ ( 0,3 )3
35+22+23
35+22+23
35+22+23

1 3.

] .5520

= 21,85.107

Ti
NHE2 = 60cΣ( T max )3niti

[( ) ( ) ( ) ]
T 3
0.4T 3
0.3T 3
. t1 +
.t 2 +
.t3
T
T
T

= 60.1.462,66.


[( )

1 3.

=60.1.462,66.

.Lh

35
22
23
+ ( 0,4 )3 .
+ ( 0,3 )3
35+22+23
35+22+23
35+22+23

] .5520

= 7,09.107
Với: NHE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Ti

- mơ men xoắn ở chế độ i của banh răng

ni

- số vòng quay ở chế độ i của banh răng


ti

- tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng

Do NHE1 = 21,85.107 > NHO1 = 1,88.107 nên KHL1 = 1
NHE2 = 7,09.107 > NHO2 = 1,4.107 nên KHL2 = 1
Như vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] được xác định:
K HL
SH

o

[ σH ] = σ Hlim.

với: σoHlim - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
K HL

SH

- hệ số tuổi thọ
- hệ số an toàn

[ σH1 ] = σ

o
Hlim1

[ σH2 ] = σ

o

Hlim2

.

K HL1
SH

.

K HL2
SH

= 590.

1
1,1

= 536,36MPa

= 530 .

1
1,1

= 481.8MPa

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng , do đó:
13



σ H1 + σ H2
2

[ σH ] =

=

536,36+ 481,8
2

= 509,1MPa < 1,25 [ σH ]min

Với cấp chậm dùng răng thẳng và NHE lớn hơn NHO nên KHL = 1 , nên
[ σH ]’ = [ σH2 ] = 481.8MPa
 Số chu kì thay đổi ứng suất uốn tương đương:
Ti

NFE1 = 60cΣ( T max )6niti
= 60.1.1425.

[( ) ( ) ( ) ]

=60.1.1425.

[( )

T 6
0.4T 6
0.3T 6
. t 1+

. t2 +
.t 3
T
T
T

1 6.

.Lh

35
22
23
+ ( 0,4 )6 .
+ ( 0,3 )6
35+ 22+ 23
35+22+23
35+ 22+ 23

] .5520

= 20,71.107 chu kì

Ti
NFE2 = 60cΣ( T max )6niti

=60.1.462,66.

[( ) ( ) ( ) ]
T 6

0.4T 6
0.3T 6
. t 1+
. t2 +
.t 3
T
T
T

=60.1.462,66. [ ( )

1 6.

.Lh

35
22
23
+ ( 0,4 )6 .
+ ( 0,3 )6
35+ 22+ 23
35+22+23
35+ 22+ 23

] .5520

= 6,72.107 chu kì
Với NFE -số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Ti


- mô men xoắn ở chế độ i của banh răng

ni

- số vòng quay ở chế độ i của banh răng

ti

- tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng

Do NFE1 = 20,71.107 > NFO1 = 0,4.107 nên KFL1 = 1
NFE2 = 6,72.107 > NFO2 = 0,4.107 nên KFL2 = 1
3.2.Ứng suất uốn cho phép:
σ OFlim . K FC . K FL
[ σF ] =
SF
O
với σ Flim - ứng suất uốn cho phép với số chu kì cơ sở

K FC

- hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải,

K FL

- hệ số tuổi thọ

K FC

= 1 ( bộ truyền quay 1 chiều )


14


[ σF1 ] =

σ OFlim1 . K FC . K FL1
SF

=

468.1.1
1,75

= 267,42MPa

[ σF2 ] =

σ OFlim2 . K FC . K FL1
SF

=

414.1.1
1,75

= 236,57MPa

3.3.Ứng suất quá tải cho phép:


[σH]max = 2,8.σch
Với [σH]max - ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
σch - giới hạn chảy (MPa)
[σH1]max = 2,8.580 = 1624MPa
[σH2 ]max = 2,8.450 = 1260MPa
[σF] max = 0,8.σch
Với [σF] max - ứng suất uốn cho phép khi quá tải
σch - giới hạn chảy (MPa)
[σF1] max = 0,8.580 = 464MPa
[σF2]max = 0,8.450 = 360MPa
4.Tính tốn bánh răng cấp nhanh : bộ truyền răng trụ phân đôi cấp nhanh
T1 =

28147,37
2

= 14073,685(Nmm),

n = 1425(vg/ph) , un = 3,08

4.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
a w1

= Ka(u+1)

Trong đó: theo bảng 6.6 : trị số của các hệ số
Chọn

Ψ ba


√

T 1 K Hβ

3

[σH ]

Ψ ba

2

u 1 Ψ ba

và Ψbdmax

= 0,3

Theo bảng 6.5: trị số của các hệ số Ka , Kd , ZM
Ka = 43 (MPa1/3) -bánh răng nghiêng
Ψbd = 0,5.Ψba.(u + 1) = 0,5.0,3.(3,08 + 1) = 0,612
Do đó, theo bảng 6.7, chọn KHβ = 1,07 ( sơ đồ 3)
a w1

Lấy

a w1

= 43.(3,08 + 1).


√
3

14073,685.1,07
(509.1)2 .3,08.0,3

= 69,76mm

= 80mm

4.2.Xác định thông số ăn khớp

Xác định mô đun:
m= (0,01 .. 0,02)

aw

= (0,01 .. 0,02).75 = 0,8 .. 1,6mm

Theo bảng 6.8: Trị số tiêu chuẩn của mô đun, chọn mô đun pháp: m = 1,5
Chọn sơ bộ β = 35o , do đó cosβ = 0,8192
15


Số bánh răng nhỏ:
z1

2. a w . cosβ
m.(u+1)


=

z1

Lấy

=

2.80 .0,8192
1,5.(3,08+ 1)

= 21,41

= 21

Số răng bánh lớn:
z2

z1

= u.

= 3,08.21 = 64,68

Lấy z2 = 65
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
um

z2
z1


=

65
21

=

= 3,1

Kiểm tra sai số tỉ số truyền
u m−u
u

Δu =

.100 < 2%

Góc nghiêng của bánh răng nghiêng
m.(z 1 + z 2)
2. a w

cosβ

=

1,5.(21+ 65)
2.80

= 0,81


Suy ra góc nghiêng: β = 36,269o = 36o,16’
4.3. Các thông số bộ truyền

Theo công thức bảng 6.11, ta được:
Đường kính vịng chia của bánh răng:
d1
d2

=

m. z 1
cosβ

=

m. z 2
cosβ

=

1,5.21
cos(36,269)

= 39,07mm

=

1,5.65
cos(36,269)


= 120,93mm

Đường kính vịng đỉnh của bánh răng:
da 1

=

d1

+ 2m = 39,07 + 2.1,5 = 42,07mm

da 1

=

d2

+ 2m = 120,93 + 2.1,5 = 123,93mm

Đường kính vịng đáy của bánh răng:
df 1

=

d1

- 2,5m = 39,07 – 2,5.1,5 = 35,32mm

d f2


=

d2

- 2,5m = 120,93 – 2,5.1,5 = 117,18mm

4.4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
16


σH = ZMZHZƐ

√

2. T 1 K H (u +1)
2

bw u d w1

Với:
Theo bảng 6.5, chọn ZM = 274MPa1/3
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZƐ - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
T1

KH


-

mômen xoắn trục động cơ
- hệ số tải trọng khi tính vè tiếp xúc

u = tỉ số truyền cấp nhanh
bw

- chiều rộng vành răng

dw

- đường kính vịng lăn

+ Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở
tgβb = cosɑt.tgβ = cos(24,197).tg(36,269) = 33,793o
tg ɑ
cos β ) = arctg(

Với ɑt = ɑtw = arctg(

tg20
0,81 ) = 24,197

Do đó:

√

ZH =


2 cos β b
sin2 atw

=

√

2 cos (33,793)
sin (2.24,197)

= 1,49

+ Hệ số trùng khớp dọc:
Ɛβ =

bw sinβ
πm

0,3.80. sin( 36,269)
π.1 ,5

=

= 3,01

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Ɛɑ =

[


1,88−3,2.(

1 1
+ )
z1 z 2

] .cosβ =

[

1,88−3,2.(

1 1
+ )
21 65

] .0,81

= 1,359
Do đó:
ZƐ =

√

1
Ɛɑ

=

√


1
1,359

= 0,858

+ Đường kính vịng đỉnh lăn:
d w1

=

2 aw
u m +1

=

2.80
3,1+1

= 39,02mm

+ Vận tốc vòng:

17


π d w1 n1
60000

v=


π.39 , 02.1425
60000

=

= 2,91m/s

Với v = 2,91m/s theo bảng 6.13:Chọn cấp chính xác theo vận tốc vịng , chọn cấp chính
xác là 9
+ Lực tác dụng lên bộ truyền:
2T1
d1

Lực vòng: Ft =

Lực hướng tâm: Fr =

=

2.14073,685
39,07

F 1 tan α tw
cosβ

=

= 720,43N


721,36. tan 24,197
cos36 ,269

= 402,04N

Lực dọc trục: Fa = Fttanβ = Fttanβ = 721,36tan36,269 = 529,29N
Theo bảng 6.14 : Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với cấp chính xác 9 và v < 5m/s, chọn KHɑ = 1,16
vH = δHgov

√

aw
u

= 0.002.73.2,91.

√

80
3,08

= 2,165

Theo bảng 6.15: Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
δH - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp , δH= 0,002( dạng răng nghiêng),
Theo bảng 6.16: Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,
chọn
go = 73 (cấp chính xác cấp 9)
Do đó :

KHv = 1 +

v H bw d w1
2 T 1 K Hβ K Hɑ

2,165.0,3.80 .39,02

= 1 + 2. 14073,685.1,07 .1,16

= 1,058

+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH =

K Hβ K Hɑ

KHv = 1,07.1,16.1,058 = 1,3

Do đó:
σH = ZMZHZƐ

√

2 T 1 K H (u +1)
bw u d

2
w

= 274.1,49.0,858


√

2. 14073,685.1,3 . (3,08+1)
0,3.80 .3,08. 39,02

2

= 403,44MPa
+ Xác định cấp chính xác ứng suất cho phép:
Với v = 2,3 m/s < 5m/s, Zv = 1, với cấp chính xác động học là 9 ;chọn cấp chính
xác tiếp xúc về mức 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 .. 1,25μm, do đó ZR =
0,95 , với da ≤ 700mm , do đó KxH = 1
[σ] = [σ]Zv ZR KxH = 509,1.1.0,95.1 = 483,55MPa
Như vậy
aw

= 80mm, σH =403,44MPa < [σ] = 483,65MPa

18


4.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
2 T 1 K F Y Ɛ Y β Y F1
σF1 =
bw d w1 m

Với:
T1


- mô men xoắn trên bánh chủ động

KF

- hệ số tải trọng khi tính về uốn

YƐ

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Yβ

-hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y F1

- hệ số kể đến dạng răng của bánh

bw

-chiều rộng vành răng

d w1

- đường kính vịng lăn

m

- mơ đun pháp
theo bảng 6.7: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Chọn KFβ = 1,17 ( ứng với sơ đồ 3)
Theo bảng 6.14, với v < 5m/s và cấp chính xác 9 nên KFɑ = 1,40
vF = δFgov

√

aw
u

= 0,006.73.2,91

√

80
3,08

= 6,5

Trong đó theo bảng 6.15,chọn δF = 0,006 ( dạng răng nghiêng)
Theo bảng 6.16, chọn go = 73 ( cấp chính xác cấp 9)
+ Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:
KFv = 1 +
Do đó KF =

v F bw d w1
2 T 1 K Fβ K Fɑ

K Fβ K Fɑ

6,5.0,3.80 . 39,02


= 1 + 2.14073,685 .1,17 .1,40

= 1,132

KFv = 1,17.1,40.1,132= 1,85
1
Ɛɑ

Với Ɛɑ = 1,359 , YƐ =

=
β

Với β = 36,269o , Yβ = 1 - 140

1
1,359

=1-

= 0,736
36,269
140

= 0,741

+ Số răng tương đương:
z v1


=

z1

cos3 β

=

21
3
(0,81)

= 39,515

19


z v2

z2

=

3

cos β

=

65

(0,81)3

= 122,309

Theo bảng 6.18 ta đc YF1 = 3,7 , YF2 = 3,6
Với m = 1.5mm,
YS - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
YS = 1,08 - 0,0695ln(1,5) = 1,052;
YR - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , YR = 1
KxF - Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
KxF = 1 (da < 400mm)
[σF1] = [σF1]YRYSKxF = 267,42.1.1,052.1 = 281,33MPa
[σF2] = [σF2]YRYSKxF = 236,57.1.1,052.1 = 248,87MPa
Do đó:
σF1 =

2.14073,685 .1,85 .0,736 .0,741.3,7
0,3.80 .39,02.1,5

= 74,80MPa

σF1 = 74,8MPa < [σF1] = 281,33MPa
Y F2
σF2 = σF1 . Y F1

3,6

= 74,8 . 3,7

= 72,78MPa < [σF2] = 248,87MPa


4.6.Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ứng suất tiếp xúc cực đại:
σHmax = σH

√ K qt =483,65. √ 2,2 = 717,37MPa < [σH1]max = 1260MPa

Với Kqt =

T max
T

= 2,2

Kqt - hệ số quá tải
T - mô men xoắn danh nghĩa
T max

- mô men xoắn quá tải

Ứng suất uốn cực đại:
σF1max = 74,8.2,2 = 164,56MPa < [σF1] max = 464MPa
σF2max = 72,78.2,2 = 160,12MPa < [σF2]max = 360MPa
Bảng 3.1: Thông số bánh răng cấp nhanh
Khoảng cách trụ, a(mm)
80
Thời gian phục vụ
5520 giờ
Mô đun pháp, m(mm)

1.5
Chiều rộng vành răng, bw(mm)
24
Tỉ số truyền, um
3,1
36,269
Góc nghiêng của răng, β
Số răng bánh răng
z1 = 21 , z2 = 65
Hệ số dịch chỉnh
x1 = 0 , x2 = 0
20