Bộ truyền đai
Công suất trên trục thứ nhất của bộ truyền đai
P
o
= P
1
/
đ
= 24,02 / 0,95 = 25,284 kW
n
1
= 1470 vg/ph
u
đ
= 2,8
Đai thang thùng
Đai được định kỳ điều chỉnh lực căng
Mong muốn có kết cấu < gọn
Giải

Theo hình 4.1 (p.59) chọn tiết diện đai B
Theo bảng 4.13 chọn đường kính đai < d
1
= 200mm
Vận tốc đai v = d
1
n
1
/ 60000 = .200.1470 / 60000 = 15,39m/s, nhỏ hơn vận

tốc cho phép v
max
= 25m/s
(4.2):  = 0,02
d
2
= ud
1
(1 - ) = 2,8 . 200(1-0,02) = 549m
Theo bảng 4.21 chọn đường kính tiêu chuẩn d
2
= 560m
Như vậy tỉ số truyền thực tế
u
t
= d
2
/ [d
1
(1 - )] = 560 / [200(1 – 0,02)] = 2,86
u = (u
t
- u) / u = 2,1% < 4%
Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ kh/c trục a = 1,04d
2
≈ 580mm
Chiều dài đai xác định theo công thức (4.4)
l = 2a + 0,5(d
1
+ d

2
) + (d
2
– d
1
)
2
/ (4a)
= 2.580 + 0,5(560 + 200) + (560 - 200)
2
/ (4a) = 2354mm
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đau tiêu chuẩn l = 2240mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo (4.15)
i = v/l = 15,39 / 2,24 = 6,87s < 10/s
* Tính kh/c trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240mm
Theo công thức (4.6)
a = ( +
22
8Δ−x
) / 4 = (1046,19 + mmx 4904/)180819,1046
22
=−
 = l - (d
1
+ d
2
) / 2 = 2240 – 0,5 x (200 + 560) = 1046,19
 = (d
2
– d

1
) / 2 = 0,5(560 - 200) = 180
Theo công thức (4.7), góc ôm trên bánh đai <

1
= 180
o
– (d
2
– d
1
)57
o
/a
= 180 – (560 - 200)57/490 = 138
o
> 
min
= 120
o
(.) l
o
= 3750 (p.62)
(.) Đai h
o
được quá 6 (p.63)

* Xác định số đai z:
Theo công thức (4.16)
z = P

1
K
đ
/ ([P
o
]C

C
l
C
u
C
z
)
Theo bảng 4.7, K
đ
= 1,0
Với 
1
= 138
o
, C

= 0,88 (bảng 4.15)


Với l/l
o
= 2240 / 3750 = 0,60, lấy C
l

= 0,89 (bảng 4.16)
Theo bảng 4.17, với u = 2,8, C
u
= 1,14
Theo bảng 4.19, [Po] = 5,79kW (v = 15,39m/s, d
1
= 200mm)
P
1
/[P
o
] = 25,28 / 5,79 ≈ 4,37, do đó C
z
= 0,89
Do đó z = 25,28 x 1,0 / (5,79 x 0,88 x 0,89 x 1,14 x 0,89) = 5,49
Lầy z = 5
Chiều rộng bánh đai, theo (4.17) và bảng 4.21 (t = 25,5mm ; e = 17mm)
B = (z-1)t + 2e = (5-1)25,5 + 2 x 17 = 136mm
Đường kính ngồi của bánh đai
d
a
= d + 2h
o
= 200 + 2 x 5,7 = 211,4mm
* Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục theo (4.19)
F
o
= 780P
1
K

đ
/ vật chất

z) + F
v

F
v
= q
m
V
2
(định kỳ điều chỉnh lực căng),
với q
m
= 0,3kg/m (bảng 4.22)
⇒ F
v
= 0,3 . 15,39m
2
= 71N
Do đó F
o
= 780 . 25,28 . 1 / (15,39 x 0,88 . 5) + 71 = 362N
Theo (4.21) lực tác dụng lên trục
F
r
= 2F
o
zsin(

1
/2) = 2 x 362 x 5 x sin (138
o
/2) = 3380N


BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

P
1
= 24,02kW
n
1
= 525vg/ph
u
h
= 8
Thời hạn sử dụng 12000 giờ
Tải trọng tĩnh
Bộ truyền quay 2 chiều
c (Như sách p .126)
d Phân tỉ số truyền u
h
= 8 cho các cấp: theo bảng 3.1, chọn u
1
= 3,30 và u
2

= 2,42
e Xác định ƯS cho phép

Theo sách:

o
Hlim1
= 560Mpa

o
Flim1
= 441Mpa

o
Hlim2
= 530Mpa

o
Flim2
= 414Mpa
Theo (6.5)
N
Ho
= 30.
4,2
HB
H
, do đó
N
Ho1
= 30.245
2,4
= 1,6.10

7

N
Ho2
= 30.230
2,4
= 1,39.10
7
Theo (6.6)


N
HE2
= N
FE2
= N = 60cnt

= 60,1 . 525 . 12000 = 37,8.10
7
> N
H02
,
do đó K
HL2
= 1

c – số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
suy ra N
HE1
> N

H01
, do đó K
HL1
= 1
Như vậy theo (6.1a), sơ bộ xác định được
[

] = 
o
Hlim
. K
HL
/ S
H

[

]
1
= 560 . 1 / 1,1 = 509MPa
[

]
2
= 530 . 1 / 1,1 = 481,8MPa
Với cấp nhanh, sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12)
[
H
] = ([
H1

] + [
H2
]) / 2 = 495,4 Mpa < 1,25[
H
]
2

Với cấp chậm dùng răng thẳng và tách ra N
HE
đều > hơn N
HO
nên K
HL
= 1, do đó
[
H
]’ = [
H
]
2
= 481,8MPa
Vì N
FE2
= N
HE2
= 37,8.10
7
(đã tính) > N
FO
= 4.10

6
,
do đó K
FL2
= 1, tương tự K
FL1
= 1
Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay 2 chiều K
FC
= 0,7, ta được
[
F1
] = 441.0,7.1 / 1,75 = 176,4 MPa
[
F2
] = 414.0,7.1 / 1,75 = 165,6 MPa
Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.10) và (6.11)
[
H
]
max
= 2,8
ch2
= 2,8.450 = 1260 MPa
[
F1
]
max
= 0,8
ch1

= 0,8.580 = 464 MPa
[
F2
]
max
= 0,8
ch2
= 0,8.450 = 360 MPa
4 – Tính tốn cấp nhanh:
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
* Xác định sơ bộ kh/c trục
Theo (6.15a):
a
w1
= K
a
(
1
+ 1)
[]
3
1
2
1
baH
H
u
KT
ϕσ
β


Theo bảng 6.6, với vị trí của bánh răng là h
o
đối xứng và tải trọng tĩnh, chọn 
ba

= 0,4
Theo bảng 6.5, với răng nghiên K
a
= 43
Theo công thức (6.16) 
bd
= 0,5
ba
(u+1) = 0,5.0,4(3,3+1) = 0,86
Theo bảng 6.7, ứng với sơ đồ 3, K
H
= 1,13
T
1
= 9,55.10
6
P
1
/n
1
= 9,55.10
6
.24,02/525 = 436935 Nmm
Suy ra a

w1
= 43(3,3 + 1)
()
3
2
4,03,34,495
13,1436935
xx
x
= 212,8mm
Lấy a
w1
= 215mm.
 - góc nghiêng của răng.
* Xác định các thông số ăn khớp:
Theo (6.17)
m = (0,01
÷ 0,02)a
w
= (0,01 ÷ 0,02)215 = 2,15÷4,3mm
Theo bảng 6.8 chọn môđun pháp m = 3
Chọn sơ bộ  = 10
o
⇒ cos = 0,9848


Theo (6.31), số răng bánh <
z
1
= 2a

w
cos / [m(u+1)] = 2 x 215 x 0,9848 / [3(3,3+1)] = 32,83
lấy z
1
= 33
Số răng bánh lớn
z
2
= uz
1
= 3,3 . 33 = 108,9
lấy z
2
= 109
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là u
m
= 109/33 = 3,3
cos = m(z
1
+ z
2
) / (2a
w
) = 3(33 + 109) / (2 x 215) = 0,9907
Suy ra  = 7,821
o

* Kiểm nghiệm răng về độ bền t/x
Theo (6.33), ƯS t/x trên mặt răng l/v


H
= Z
M
Z
H
Z

(
)
(
)
2
11
/12
wwH
udbuKT +
Theo bảng 6.5, Z
M
= 274MPa
Theo (6.35)
Tg
b
= cos
t
tg = (cos20,173) x (tg 7,821) = 0,1289
Với 
t
= 
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20/cos7,821) = 20,173

Theo TCVN 1065-71,  = 20
o
(bảng 6.11 trang 104)
Vậy 
b
= 7,347
Theo (6.34)
z
H
= 750,1/cos2 =αβ
twb
sìn
theo (6.37)


= b
w
.sin / (m) = 86.sin7,821/(.3) = 1,242
b
w
= 
ba
.a
w
(p.96) = 0,4 x 215 = 86mm
Do đó theo (6.36c)
z

=
α

ε/1 =
755,0755,1/1 =

Với 

được tính theo (6.38b)


= [1,88 – 3,2(1/z
1
+ 1/z
2
)]cos
= [1,88 – 3,2(1/33 + 1/109)]cos7,821 = 1,755
Đường kính răng lăn bánh <
d
w1
= 2a
w
/ (u
m
+ 1) = 2 x 215 / (3,3+1) = 100mm
Theo (6.40):
v = d
w1
n
1
/ 60000 =  x 100 x 525 / 60000 = 2,75m/s
Với v – 2,75m/s, theo bảng 6.13 dùng cấp ch/x 9
Theo bảng 6.14 với cấp ch/x 9 và v = 2,75m/s, lấy K

H
= 1,13
Theo (6.42)
V
H
= 
H
9
o
v
ua
w
/
= 0,002 x 73.2,75 x
3,3/215
= 3,241
Trong đó: theo bảng 6.15, 
H
= 0,002, theo bảng 6.16, g
o
= 73
Do đó, theo (6.41)
K
Hv
= 1 + v
H
b
w
d
w1

/ (2T
1
K
H
K
H
)
= 1 + 3,24 x 86 x 100/(2 x 436935 x 1,13 x 1,13) = 1,025
Theo (6.39)


K
H
= K
H
.K
H
.K
Hv
= 1,13 x 1,13 x 1,025 = 1,309 ≈ 1,31
* Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được:

H
= 274 x 1,75 x 0,755 x
(
)
()
2
1003,386/13,331,14369352 xxxxx +
= 476,8 MPa

* Xác định chính xác ƯS tương xứng cho phép:
Theo (6.1), với v = 2,75m/s < 5m/s, lấy Z
v
= 1; với cấp chính xác động học là 9,
chọn cấp chính xác về mức tương xứng là 8, khi đó cần gia cố đạt độ nhám R
a
= 2,5 …
1,25m, do đó Z
R
= 0,95; với d
a
< 700mm, K
xH
= 1, do đó theo (6.1) và (6.1a).
[
H
] = [
H
]Z
v
Z
R
K
xH
= 495,4 x 1 x 0,95 x 1 = 470,7 MPa
Như vậy 
H
> [
H
], do đó cần tăng thêm kh/c trục a

w
và tiến hành kiểm nghiệm
lại.
Kết quả được:
a
w
= 220mm

H
= 459,8 MPa < [
H
] = 470,7 MPa
* Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo (6.43)

F1
= 2T
1
K
F
Y

Y

Y
F1
/ (b
w
d
w1

m)
Theo bảng 6.7, K
F
= 1,32
Theo bảng 6.14, với v = 2,75 m/s và Cc x 9, K
F
= 1,37
Theo (6.47)

F
= F.g
o
v
ua
w
/
= 9,722
Trong đó, theo bảng 6.15, 
F
= 0,006, theo bảng 6.16, g
o
= 73.
Do đó theo (6.46)
K
Fv
= 1 + 
F
b
w
d

w1
/ (2T
1
K
F
K
F
)
= 1 + 9,722 x 86 x 100 / (2 x 436935 x 1,32 x 1,37) = 1,053
Do đó
K
F
= K
F
K
FK
F

= 1,32 x 1,37 x 1,053 = 1,90
Với 

= 1,755, Y

= 1/

= 1/1,755 = 0,570
Với  = 7,821, Y

= 1 – 7,821 / 140 = 0,944
Số răng tương đương:

z
v1
= z
1
/cos
3
 = 33 / (cos7,821)
3
= 34
z
v2
= z
2
/cos
3
 = 109 / (…)
3
= 112
Theo bảng 6.18 ta được Y
F1
= 3,76; y
f2
= 3,60.
Với m = 3, Y
s
= 1,08 – 0,0695ln(3) = 1,004; Y
R
= 1 (BR phay); K
xF
= 1 (d

a
<
400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a).
[
F1
] = [
F1
].Y
R
.Y
S
.K
xF
= 252.1.1,004.1 = 177,1 MPa
Tương tự tính được [
F2
] = 166,3 MPa
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.43) ta tính được:

F
= 2 x 436935 x 1,9 x 0,57 x 0,944 x 3,76 / (86 x 100 x 3)
= 130,2 MPa < [
F1
]

F2
= 
F1
Y
F2

/ Y
F1
= 130,2 x 3,6 / 3,76 = 124,7MPa < [
F2
].
* Kiểm nghiệm răng về quá tải:


Theo (6.48) với k
qt
= T
max
/ t = 1,8

H1max
= 
H
qt
k
= 470,7 8,1 = 631,3 MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa
Theo (6.49)
Tóm lại: 
F1max
= 
F1
.k

qt

F2max
=
* Các thông số và kích thước bộ truyền:
Kh/c trục a
w1
= 220mm d
w1
= 103mm
Môđun pháp m = 3mm
Chiều rộng vành răng b
w
= 88mm
TST u
m
= 3,265
Góc nghiêng của răng:  = 8,646
o

Sốrăng BR: z
1
= 34 ; z
2
= 111
Hồ sơ dịch chỉnh: x
1
= 0; x
2
= o

Theo các công thức trong bảng 6.11, tính được:
Đường kính vòng chia d
1
= 103,17 ; d
2
= 336,83
Đường kính đỉnh răng d
a
= 109,17 ; d
a2
= 342,83
Đường kính đáy răng d
f1
= 95,67 ; d
f2
= 329,33.
TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM

a) Xác định sơ bộ hh/c trục:
a
w2
= 49,5 x (2,45 + 1)
()
3
2
4,045,28,481
04,11369577
xx
x
= 314,76mm

Với răng thẳng k
a
= 49,5
Theo bảng 6.6, chọn 
ba
= 0,4
Theo 6.16;

bd
= 0,5 . 0,4 (2,45 + 1) = 0,69
Do đó theo bảng 6.7, K
H
= 1,04 (sơ đồ 5); 
2
= 8 / 3,265 ≈ 2,450
Tính đến tổn thất do ma sát trên răng ở cấp nhanh ( = 0,97) và trên 1 cặp ổ lăn
( = 0,99), CS trên trục bánh chủ động của cấp chậm P
1
= 23,06kW. Do đó T
1
=
9,55.10
6
.23,06 / (525/3,265) = 1369577 Nmm
Lấy q
w2
= 315mm
b) Xác định các thông số ăn khớp
m = (0,01 … 0,02)a
w2

= 3,15 ÷ 6,3mm
chọn m = 4mm
Số răng bánh <
z
1
= 2a
w2
/ [m(4

+ 1)] = 2 x 315 / (4 x (2,45 + 1)] = 45,65, lấy z
1
= 46
z
2
= uz
1
= 2,45 x 46 ≈ 113
Do đó a
w
= m(z
1
+ z
2
) / 2 = 4(46 + 113) / 2 = 318mm
Lấy a
w2
= 320, do đó cần dịch chỉnh để tăng hh/c trục từ 318 lên 320mm
Tính hệ số dịch tâm theo (6.22)
y = a
w2

/ m – 0,5(z
1
+ z
2
) = 320/4 – 0,5(46 + 113) = 0,5


Theo (6.23)
k
y
= 1000y / z
t
= 1000 x 0,5 / (46 + 113) = 3,145
Theo bảng 6.10a tra được k
x
= 0,0724
Do đó, theo (6.24), hệ số giảm đỉnh răng.
y = k
x
Z
t
/ 1000 = 0,0724 x (46 + 113) / 1000 = 0,012
Theo (6.25) tổng hệsố dịch chỉnh
x
t
= y + y = 0,5 + 0,012 = 0,512
Theo (6.26) hệ số dịch chỉnh bánh 1
x
1
= 0,5[x

t
– (z
2
– z
1
)y / z
t
]
= 0,5 x [0,512 – (113 - 46)0,5 / (46 + 113)] = 0,151
Hệ số dịch chỉnh bánh 2
x
2
= x
t
– x
1
= 0,512 – 0,151 = 0,361
Theo (6.27), góc ăn khớp
cos
tw
= z
t
mcos / (2a
w2
) = (46 + 113)4 x cos20 / 2 x 320 = 0,9338
Do đó 
tw
= 20,962
o


* Kiểm nghiệm răng về độ bền t/x
Theo (6.33)

H
= Z
M
Z
H
Z


()
(
)
2
11
/12
wmwmH
dubuKT +

Theo bảng 6.5, Z
M
= 274 MPa
Theo (6.34)
Z
H
=
twb
αβ 2sin/cos2 =
(

)
962,202sin/1.2 x
= 1,730
Với bánh răng thẳng, dùng (6.36a) để tính Z
:
Z

=
()
(
)
3/782,143/4 −=ε−
α
= 0,860
Trong đó 

= 1,88 – 3,2
782,1
113
1
46
1
=
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+


n =
265,3
525
b
w
= 
ba
.a
w
Đường kính răng lăn bánh <
d
w1
= 2a
w2
/ (u
m
+ 1) = 2 x 320/(2,45 + 1) = 185,51mm
Theo (6.40)
v = d
w1
n
1
/ 60000 =  x 185,51 x
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛

265,3
525
/60000 = 1,562m/s
Theo bảng 6.13, chọn CCX9
Do đó, theo bảng 6.16, g
o
= 73
Theo (6.42)
v
H
= 
H
g
o
v
4/
2w
a
= 0,006 x 73 x 1,562 x
45,2/320
= 7,82
Trong đó, theo bảng 6.15, 
H
= 0,006
Vì vậy
k
Hv
= 1 + v
H
b

w
d
w1
/ (2T
1
k
H
k
H
)
= 1 + 7,82 x (0,4 x 320) x 185,51 / (2 x 1369577 x 1,04 x 1)
= 1,065


Trong đó b
w
= 
ba
.a
w
= 0,4 x 320 = 128 ; K
H
= 1
(đối với bánh răng thẳng) (p.106)
Suy ra
k
H
= k
H
.k

Hv
.k
H
= 1,04 x 1,065 x 1 = 1,11
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33)

H
= 274 x 1,73 x 0,86
(
)
()
2
51,18545,2128/145,211,113695772 xxxxx +
= 401,9MPa
Theo (6.1), với v = 1,562m/s < 5m/s,lấy Z
v
= 1; với CCX động học là 9, chọn
CCX về mức t/x là 9, khi đó cần gia cố đạt độ nhám. R
z
= 10 … 40m, do đó Z
R
=
0,9 ; với d
a
< 700mm,k
xH
= 1.
Do đó, theo (6.1) và (6.1a):
[
H

] = [
H
]Z
v
Z
R
K
xH
= 481,9 x 1 x 0,9 x 1 = 433,6 MPa
Như vậy 
H
< [
H
], nhưng chênh lệch này <, do đó có thể giảm chiều rộng răng.
B
w
= 128 (
H
/ [
H
])
2
= 128(401,9 / 433,6)
2
= 109,97.
Lấy b
w
= 110mm
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn và quá tải điều đạt yêu cầu.


* Các thông số và kích thước bộ truyền:
Khoảng cách trục a
w2
= 320mm
Môđun: m = 4mm
Chiều rộng vành răng: b
w
= 110mm
TST: u
m
= 2,45
Sốrăng BR: z
1
= 46 ; z
2
= 113
Hệ số dịch chỉnh: x
1
= 0,151 ; x
2
= 0,361
Đường kính vòng chia: d
1
= mz
1
/ cos = 4 x 46 = 184mm ; d
2
= 452mm
Đường kính vòng đỉnh răng: d
a1

= d
1
+ 2(1 + x
1
- y)m = 184 + 2(1 + 0,151 –
0,012)4 = 193,11mm; d
a2
= 462,79mm.
Đường kính đáy răng: d
f1
= 175,21mm; d
f2
= 444,89mm.