Đề tài
Thiết kế hệ thống dẫn
động băng tải
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 1
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. Công suất và số vòng 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 toán bộ truyền bánh răng côn 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 thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn 18
III. Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng

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 LỜI NÓI ĐẦU
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 3
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 công
suất nhỏ vì khả năng tải bé.Nhưng nó có thể truyền chuyển động giữa hai trục vuông góc
với nhau.Nói đến hộp giảm tốc thì ta có thể thấy ngay vai trò quan trọng của nó trong
các hệ thống máy móc.Vì bộ phận công tác bao giờ cũng có vận tốc nhỏ hơn nhiều so
với động cơ.Do đó , để cho hệ thống làm việc tốt thì không thể thiếu hộp giảm tốc.Đồng
thời với một số loại hộp giảm tốc có thể điều chỉnh vận tốc vô cấp nên đáp ứng được hệ
thống có vận tốc làm việc thay đổi thường xuyên .

1.Chọn động cơ:
Ta có số liệu ban đầu :

ct
P
= 5.8 (kw) n= 52 (vòng/phút)
theo đề bài ta có:
TT =
1
;
ckck
ttt ×=×= 7,0%70
1

TT =
2
;
ckck
ttt ×=×= 3,0%30
2

Ta tính được: T=
)(31,1065192
52
8.51055.91055.9
66
Nmm
n
p
t

CÔNG LUẬN
Trang 5
tđ
p⇒
=
6
1055.9 ×
×
cttđ
nT
=
6
1055.9
5254,1005541
×
×
=5.48(kw)
Hiệu suất chung :
4
4321

ηηηηη
=
=0.95×0.96×0.97×
4
99.0
=0.849
Với :
95,0
1

N
đb
=
)/(1500
2
506060
phútvòng
p
f
=
×
=
×
Với: f=50hz, p=2(số đôi cự từ)
+ Động cơ được chọn phải thõa mãn:



≈
≥
sbđb
ctđc
nn
PP
Tra phụ lục trong sách:”Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí,tập 1” ta chọn được
động cơ : 4A132S4Y3.
Bảng số liệu:
Kiểu động
cơ
Công suất

=u
Mặt khác:u
c
=
ct
đc
n
n
=
98,27
52
1455
=
u
c =
u
đ
×u
h
= u
đ
×10=27,98
798,2
10
98.27
===⇒
h
c
đ
u

=
1
P
olBR
××
ηη
=0,96×0,99×6,07=5,77(
kW
)
Công suất trên trục 3:
P
3
=
2
P
olBR
××
ηη
=0.97×
2
99.0
×1×5,77=5,49 (
kW
)
- Số vòng quay trên các trục
)/(05,52
33,3
33,163
)/(33,173
3

05,52
49.51055.9
1055.9
).(92,317910
33,173
77.51055.9
1055.9
).(88,111477
520
07,61055.9
1055.9
).(05,42335
1455
45.61055.9
1055.9
6
3
3
6
3
6
2
2
6
2
6
1
1
6
1

=
=
××
=
××
=
=
××
=
××
=
Bảng phân phối tỉ số truyền:
PHẦN
II.THIẾT
KẾ CÁC
BỘ
TRUYỀN
I .Bộ
truyền đai
thang
1. C
họn loại đai
ta chọn đai loại B với :
2
00
138,9,5,10,17,14 mmAmmymmhmmbmmb
p
=====

d

××
=
××
π
π
- Đường kính bánh đai lớn:
)(6,498)01.01(180798,2)1(
12
mmdud
đ
=−××=−××=
ξ
Theo tiêu chuẩn chọn d
2
=500(mm).
 kiểm tra lại tỷ số truyền u:

81,2
)01.01(180
500
)1(
1
2
=
−×
=
−×
=
ξ
d

500.4
180500
2
)500180(
5002
42
)(
2
2
2
1221
mm
a
dddd
al
=
−
+
+×
+×=
−
+
+
+=
π
π
-Chọn theo tiêu chuẩn l=2500(mm)=2,5(m)
- Kiểm nghiệm tuổi thọ:
485,5
5.2

12
21
=
−
=
−
=∆
=
+×
−=
+
−=
dd
dd
l
π
π
λ
a=
(
)
)(08,6494/160861.133761.1337
22
mm=×−+
.
Giá trị a vẫn thỏa mãn cho phép.
+ Góc ôm đai:
( )
( )
0

z

.
1
1
α
=
(*)
 Với P
1
=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)
- K
đ
=1.1 : hệ số tải trọng động ứng với tải trọng dao động nhẹ.tra bảng 4.7 (trang
55)
- C
α
=1-0.0025×(180-α): hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm
- C
α
=1-0.0025×(180-151°53°)=0,93 công thức trang 61.
- C
l
: hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài. C
l
=
116.1

1
1
=
××××
×
=
××××
×
=
zuO
đ
CCCCP
KP
z
α
 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 ngoài của bánh đai nhỏ:
)(4,1882,421802
011
mmhdd
a
=×+=×+=
- Đường kính ngoài của bánh đai lớn:
)(4,5082,425002
022
mmhdd
a

××
××
=⇒
- Lực tác dụng lên trục
F
r
=2×F
0
×Z×sin(α
1
/2) =2×289,89×2sin(151°53°/2) =1124,83(N)
- Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ của dây đai
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 9uvtuv
σσσσσσσσ
+++=++= 5.0
01max)(77,8
180
41002
10713,131200
138713,13
5,710005,0
138

××
=×
××
=














σ
σ
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 côn ),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 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 tôi cải thiện.
- Bánh răng nhỏ
Do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 45 ,tôi cải thiện độ rắn đạt từ

F
σ
] được xác định theo
công thức:
[
H
σ
]=
H
HLxHvRH
KKZZ
δ
σ
××××
0
lim
(*)
[
F
σ
]=
F
FLFCxFSRF
KKKYY
δ
σ
×××××
0
lim
- Trong thiết kế sơ bộ lấy :

δ
σ
××
0
lim
(2)
• Theo bảng (6.2)," sách TKHTĐCK,tập 1”,với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB=(180…350)
1,1;702
lim
=+=
HH
HB
δδ

75,1,8,1
lim
==
FF
HB
δδ
-
H
δ
,
F
δ
:hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn ,thay số vào ta có kết quả:
)(570702502702
1

K
: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải,
FC
K
=1 khi đặt tải một phía.
FLHL
kK ,
: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:

H
HE
HO
HL
m
N
N
K =
;
F
FE
FO
FL
m
N
N
K =
Với
6==
FH

FEHE
NN ,−
:số chu kì thay đổi ứng suất tương đương,xác định theo sơ đồ tải trọng:

i
m
MAX
i
iHE
t
T
T
nCN
H
×








××=
∑
2
60
- C: số lần ăn khớp trong một vòng(C=1)
-
i

t 3,0
3,0
2
=×
×
=
-
7
33
1
1031,21240003,07,033,173160
8,0
×=×










×+××××=










×+××××=












T
T
T
T
HE
N
(chu kì)
+Tương tự ta có:
i
m
MAX
i
iHE
t





×+××××=⇒












T
T
T
T
FE
N
(chu kì)

7
66
2
1084,5240003,07,005,52160
8,0

(chu kì)
Vì
11 HOHE
NN >
;
22 HOHE
NN >
;
11 FOFE
NN >
;
22 FOFE
NN >
nên

.1
2111
====⇒
FLFLHLHL
NNNN
- Từ (1) và(2) ta được:
[ ]
18,518
1,1
1570
1
=
×
=⇒
H

××
=
F
σ
(Mpa)
- 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 [
1H
σ
] và [
2H
σ
] .ta chọn[
H
σ
]=[
2H
σ
]=500(Mpa)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ ]
ch
H
σ
σ
8,2
max
=
;

σ
(Mpa) ;
[ ]
3604508,0
2
max
=×=
F
σ
(Mpa)
3. Tính toán bộ truyền bánh răng côn:
Với tỉ số truyền đã tính ở trên u=3
a) Xác định chiều dài côn ngoài:
Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp
xúc.công thức có dạng:

( )
( )
[ ]
3
2
1
2
1
1
σ
β
H
u
uK

MPaK
R
3
1
501005,0 =×=
⇒
-
K
H
β
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh
răng côn.
-
K
be
: chiều rộng vành răng.
-
3,0 25,0==
R
K
e
be
b
 Chọn
K
be
=0,25 Theo bảng (6.21) "sách TKHTĐCK,tập 1”
464,0
25,02
25,325,0

H
σ
]=[
2H
σ
]=500(Mpa)
( )
( )
)(14,150
500325,025,01
08,1111477,88
1350
3
2
2
mm
R
e
=
×××−
×
+×=
b) xác định các thông số ăn khớp:
- Số răng bánh nhỏ:

( )
[ ]
)(95
31
14,1502

×=
σ
β
Do đó theo bảng (6.22),ta tra được:
19
1
=
Z
p
Với HB≤350;
4,30196,16,1
11
=×=×=
ZZ
p
Chọn
31
1
=
Z
(răng)
- Đường kính trung binh và mô đun trung bình:
)(13,8395)25.05.01()5.01(
11
mm
d
K
d
e
be

×−
=
−
=
Theo bảng (6.8), ta chọn
)(3 mm
m
te
=
,từ
m
te
theo tiêu chuẩn tính lại
d
m1
và
m
tm
:
)(63,2)25,05,01(3)5.01( mm
K
mm
be
tetm
=×−×=−×=
)(53,813163,2
1
1
mm
Z

Z
Z
u
m
=2,93
*Tính góc côn chia:


117148189090
4818)
91
31
()(
12
2
1
1
=−=−=⇒
===
δδ
δ
arctg
z
z
arctg
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn:
[ ]
σσ
ε

Z
H
:hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo bảng(6.12):
Z
H
=1,76
-
Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng của răng với bánh răng côn-răng thẳng:

867,0
3
745,14
3
4
=
−
=
−
=
α
ε
ε
Z
 Với :
742,11
91
1
31




+×−=
ZZ
ε
α
-
K
H
:hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.

HVHH
H
KK
K
××=
αβ
.
 Với
-
K
H
β
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.theo bảng(6.21) chọn
K
H
β
=1,08.

ud
vgV
m
HH
)1(
1
0
+×
×××=
δ
- Với :
22,2
60000
52053,81
60000
11
=
××
=
××
=
π
π
nd
v
m
(m/s)
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 14

×××
××
+=⇒
K
HV
18,1108,109,1 =××=
K
H
[ ]
σ
H
:ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ]
σ
H
=500(MPa)
17,475
353,813885,0
1318,188,1114772
867,076,1274
2
2
=
×××
+×××
×××=⇒
σ
H
(MPa)
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép theo (*)

≥
)(17,475 MPa
H
=
σ
 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:

[ ]
[ ]
2
1
21
2
1
1
11
1
85.0
2
F
F
FF
F
F
mnm
FF
F

=−
:mô đun pháp trung bình,
với bánh răng côn thẳng:
)(63,2 mm
mm
tmnm
==
-b : là chiều rộng vành răng,b=38(mm)
-
d
m1
: đường kính trung bình của bánh chủ động,
d
m1
=81,53(mm)
-
140/
0
n
Y
β
β
=
:hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với răng thẳng (
0
0
=
β
),vậy
1=




δ
δ
Z
Z
Z
Z
vn
vn
Tra bảng (6.18) ta được:
6,3;8,3
21
==
YY
FF
-
ε
α
ε
1
=
Y
:hệ số kể đến trùng khớp của răng,với
ε
α
là hệ số trùng khớp ngang ta có
α
ε

K
F
α
: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
F
α
=1.
-
K
Fv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vung ăn khớp,tính theo công thức:

KKT
dV
K
FF
mF
Fv
b
αβ
×××
××
+=
1
1
2
1
Với

d
m1
:đường kính trung bình bánh răng nhỏ,
d
m1
=81,53(mm).
-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).
74,20
3
)13(53,81
22,256016,0 =
+×
×××=⇒
V
F
25,1
115,188,1114772
53,813874,20
1 =
×××
××
+=⇒

[ ]
)(86,246)(79,95
8,3
6,311,101
22
MPaMPa
FF
=≤=
×
=⇒
σσ
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 tải:
.2,2==
T
T
K
MAX
qt
Trong đó: -T mô men xoắn danh nghĩa.

T
max
: mô men xoắn quá tải.
Vì vậy, khi cần kiểm nghiểm răng về quá ứng suất tiếp xúc cực đại (
σ
maxH
) và ứng suất
uốn cực đại(

[ ]
σ
F
MAX
Trong đó:
σ
H
:ứng suất tiếp xúc.
H
σ
=475,17(MPa).
σ
F
: ứng suất uốn.
Với
).(79,95
)(11,101
2
1
MPa
MPa
F
F
=
=
σ
σ
Thay các giá trị trên vào ta có:
=
σ

[ ]
)(464
1
max
MPa
F
=
σ
=
σ
max2F
95,79×2,2=210,74(MPa)≤
[ ]
)(360
2
max
MPa
F
=
σ
Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.
f) các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:
Thông số Kích thước
-chiều dài côn ngoài
)(14,151 mm
R
e
=
-mô đun vòng ngoài
)(3 mm

*
)(273913
)(93313
2
2
1
1
mm
mm
Z
md
Z
md
tee
tee
=×=×=
=×=×=
*góc côn chia:
00
2
00
1
1171
4818
=
=
δ
δ
-chiều cao răng ngoài:
c

dd
d
e
e
m
m
=×






×
−=×








×
−=
=
*chiều cao đầu răng ngoài:
hmhh
mxhh
aeteteae

)0cos(
)
3
1
1(2
2
30
2
1
=×






−=×−=
x
n
)(04,296,33)12(
)(96,33)32,01(
2
1
mm
mm
h
h
ae
ae
=−××=⇒

mmhd
mmhd
aee
ae
aee
ae
d
d
=××+=××+=
=××+=××+=
δ
δ

, TÍNH TOÁN 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 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 tôi cải thiện.
+ Bánh răng nhỏ
Do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 45 ,tôi cải thiện độ rắn đạt từ
241-285 HB
MPaMPa
chb
580,850
1
==
δδ


H
HLxHvRH
KKZZ
δ
σ
××××
0
lim
[
F
σ
]=
F
FLFCxFSRF
KKKYY
δ
σ
×××××
0
lim
Trong thiết kế sơ bộ lấy :
1=××
xHVR
KZZ
và
1=××
xFSR
KYY
, do đó các công thức trên trở
thành:

lim
=+=
HH
HB
δδ
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 19

75,1,8,1
lim
==
FF
HB
δδ
-
H
δ
,
F
δ
:hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn ,thay số vào ta có kết qủa:

)(570702502702
1
0
1lim
MpaHB
H
=+×=+=

FLHL
kK ,
: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:

H
HE
HO
HL
m
N
N
K =
;
F
FE
FO
FL
m
N
N
K =
Với
6==
FH
mm
khi độ rắn mặt răng HB≤350;
HO
N−
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

m
MAX
i
iHE
t
T
T
nCN
H
×








××=
∑
2
60
+ C: số lần ăn khớp trong một vòng(C=1)
+
i
n
: số vòng quay bánh răng trong một phút.
+
i
t

=
-
7
33
1
1031,21240003,07,0173,33160
8,0
×=×










×+××××=




















T
T
T
T
HE
N
(chu kì)
+,Tương tự ta có:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 20

i
m
MAX
i
iHF
t
T
T
nCN
F












T
T
T
T
FE
N
(chu kì)

7
66
2
1084,5240003,07,005,52160
8,0
×=×






NN >
;
11 FOFE
NN >
;
22 FOFE
NN >
nên

.1
2111
====⇒
FLFLHLHL
NNNN
- Từ (1) và(2) ta được:
[ ]
18,518
1,1
1570
1
=
×
=⇒
H
σ
(Mpa);
[ ]
500
1,1
1550

hơn trong 2 giá trị của [
1H
σ
] và [
2H
σ
] .ta chọn[
H
σ
]=[
2H
σ
]=500(Mpa)
* ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
-
[ ]
ch
H
σ
σ
8,2
max
=
;
[ ]
.8,0
max
ch
F
σ

=×=
F
σ
(Mpa
3. tính toán bộ truyền bánh răng thẳng:
Với tỉ số truyên u=3,33 nên thuận tiện cho việc tính toán .
a. xác định khoảng cách trục:
[ ]
3
2
2
)1(
ba
H
a
w
u
H
u
KT
K
a
ψ
σ
β
××
×
×+≥
Trong đó:-
k

=3,33
Theo bảng (6.6) do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên
5,0 3,0
=
ψ
ba
,
Chọn
4,0
=
ψ
ba
theo tiêu chuẩn.khi đó:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 21

866,0
2
)133,3(4,0
2
)1(
=
+×
=
+×
=
u
ba
bd

mm
a
w
=
b. xác định đường kính vòng lăn nhỏ:
[ ]
3
2
2
3
)1(
u
H
u
bd
H
đw
KT
kd
××
+××
×=
⇒
ψ
σ
β
-
K
đ
:hệ số phụ thuộc vào vạt liệu của cặp bánh răng.theo bảng (6.5) có

5,112
4
2252
2
34
43
=
×
==+
×
m
a
ZZ
w
(răng)
= số răng bánh dẫn:
98,25
133,3
5,112
1
43
3
=
+
=
+
+
=
u
ZZ

Z
u
Kiểm tra lại :
%69,0%100
33,3
307,333,3
=×
−
=∆u
(thỏa mãn điều kiện bài toán)
d. các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
-đường kính vòng chia :
104426
3
3
=×=×= m
Z
d
(răng)
344486
4
4
=×=×= m
Z
d
(răng)
-Đường kính vòng đỉnh:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 22

-chiều rộng vành răng:
+bánh bị dẫn:
902254,0
4
=×=×=
ab
W
ba
ψ
(mm).
+bánh dẫn:
955905
23
=+=+=
bb
(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:

[ ]
σσ
ε
H
WW
H
HM
H
u
u
db

2
W
H
Z
=
Với:
ar
w
00
20)20arctan()tan(tan ===
α
α
76,1
)40sin(
2
0
==⇒
Z
H
.
-
Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng của răng với bánh răng côn-răng thẳng:

87,0
3
72,14
3
4



+×−=×














+×−=
ZZ
ε
α
-
K
H
:hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.

HVHH
H
KK
K

K
H
α
: 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
α
=1.
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 23
-
T
2
: mô 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 công thức:

αβ
HH
WH
HV
KKT
dbV

225
88,082006,0 =×××=
⇒V
H
(m/s)

049,1
105,1317910,922
09,979556,3
1 =
×××
××
+=⇒
K
HV
1,105,11049,1 =××=××=
⇒
HVHH
H
KKK
K
αβ
Thay các giá trị trên vào ta có kết quả:
[ ]
)(500)(87,420
09,9733,395
)133,3(09,1317910,922
87,076,1274
2
MPaMPa

-để đảm bảo độ bền cho răng ứng suất sinh ra tại chân không được vượt quá giá trị cho
phép:

[ ]
[ ]
σσ
σσ
σ
βε
4
3
43
4
3
33
32
3
2
F
F
FF
F
F
W
FF
F
Y
Y
mdb
YYYKT

W 3
:đường kính vòng lăn bánh chủ động

d
W 3
=97,09(mm)
-
Y
ε
:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,với
ε
α
là hệ số trùng khớp ngang
Tính theo công thức(6.38b):
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 24
581,0
72,1
11
===
α
ε
ε
Y
-
Y
β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với
0=

Z
Y
F
-Đối với bánh bị dẫn:
62,3
86
2,13
47,3
2,13
47,3
4
4
=+=+=
Z
Y
F
-
K
F
:hệ số tải trọng khi tính về uốn

.
KKKK
FVFFF
××=
αβ
-
K
F
β

××
+=
2
33
2
1
-
2
0
u
a
vg
W
F
F
V
×××=
δ
Theo bảng (6.15) và (6.16) ta có:
.82;016,0
0
==
g
F
δ
5,9
33,3
225
88,082016,0 =×××=⇒
V

×
=
≤=
××
×××××
=
σσ
σσ
g. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 25