Thiết kế trạm dẫn động băng tải

Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
NHËN XÐT CñA GI¸O VI£N
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 1
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy B Mụn C S Thit K Mỏy
Lời nói đầu
Đất nớc ta đang trên con đờng Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo
định hớng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất
quan trọng. Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bớc
thay thế sức lao động của con ngời. Để tạo ra đợc và làm chủ những máy
móc nh thế đòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều. Là
sinh viên khoa: Cơ Khí Chế Tạo Máy em thấy đợc tầm quan trọng của
những kiến thức mà mình đợc tiếp thu từ thầy cô.
Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất
quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho ngời sinh viên nắm bắt
và đúc kết đợc những kiến thức cơ bản của môn học. Môn học Chi tiết máy
là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về phơng pháp tính toán và thiết kế
các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến
thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phơng pháp tính toán thiết
kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy, vì vậy
Thiết Kế Đồ án Môn Học Chi Tiết Máy là công việc quan trọng và rất cần
thiết .
Đề tài thiết kế của em đợc thầy: TS. Nguyễn Văn Dự giao cho là thiết
kế trạm dẫn động băng tải. Với những kiến thức đã học trên lớp, các tài
liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp
trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn thành đợc đồ án này.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế cha
nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong
đợc sự chỉ bảo của các thầy, cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án
của em đợc hoàn thiện hơn cũng nh kiến thức về môn học này.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tình
giúp đỡ em đặc biệt là thầy TS. Nguyễn Văn Dự.

Thái Nguyên, ngày tháng năm 2008
Sinh viên
Nguyễn Bá Học
Sinh viên: Nguyễn Bá Học Lớp K41 CCM4 - ĐH Kỹ Thuật Công Nghiệp 2
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy B Mụn C S Thit K Mỏy
TàI LIệU THAM KHảO
[I]. Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập I
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục 2005
[II]. Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập II
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục 2001
[III]. CHI TIếT MáY TậP 1, 2.
Nguyễn Trọng Hiệp - Nhà xuất bản Giáo dục - 2006
[IV]. Tập bản vẽ chi tiết máy
Nguyễn Bá Dơng - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc
Phong. Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp - 1978
Sinh viên: Nguyễn Bá Học Lớp K41 CCM4 - ĐH Kỹ Thuật Công Nghiệp 3
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy B Mụn C S Thit K Mỏy
Đồ áN môn học Chi tiết máy
Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
I. Chọn động cơ điện
1. Chọn kiểu, loại động cơ
Đây là trạm dẫn động băng tải nên ta chọn động cơ: 3 pha không đồng
bộ roto lồng sóc, do nó có nhiều u điểm cơ bản sau:
- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp.
- Dễ bảo quản và làm việc tin cậy.
2. Chọn công suất động cơ
Công suất của động cơ đợc chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho
khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy,
điều kiện sau phải thoả m n:ã

dc dc
dm dt
P P

(KW)
Trong đó:
dc
dm
P
- công suất định mức của động
cơ.

dc
dm
P
- công suất đẳng trị trên trục
động cơ.
Do ở đây tải trọng là không đổi nên:
ct
dc dc
lv
dt lv
P
P P


= =
Với:
dc
lv

P
- công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

ct
lv
P
- Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:
3 3
.
4750.0,65
3,0875
10 10
ct
t
lv
F V
P
= = =
(KW)
F
t
lực vòng trên trục công tác (N);
V vận tốc vòng của băng tải (m/s).


- hiệu suất chung của toàn hệ thống.
Theo bảng 2.3: Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ (tài liệu:
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 Trịnh Chất & Lê
Văn Uyển NXB Giáo Dục) [I] ta chọn:
1

k

=
;
0,99
ol

=
;
0,96
brc

=
;
0,97
brt

=
;
0,92
x

=
Vậy ta có:
4 4
. . . . 1.0,99 .0,96.0,97.0,92 0,8230
k ol brc brt x


= = =

Suy ra, công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ:
Sinh viên: Nguyễn Bá Học Lớp K41 CCM4 - ĐH Kỹ Thuật Công Nghiệp 4
P
P
P
t
Sơ đồ tải trọng K
bd
=
1,5
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy B Mụn C S Thit K Mỏy
3,0875
3,7515
0,8230
ct
dc
lv
lv
P
P


= = =
(KW)
Vậy suy ra:
3,7515
dc dc
dm dt
P P =
(KW)

3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n
đb
Số vòng quay đồng bộ đợc chọn sao cho:
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:
db
sb
ct
n
U
n
=
nằm trong khoảng tỉ số
truyền nên dùng (tra bảng 2.4 (I)):
sb nd
U U


Trong đó: n
ct
số vòng quay của trục công tác.
Đây là hệ dẫn động băng tải nên:
3 3
60.10 . 60.10 .0,65
82,8025
3,14.150
ct
V
n
D

= = =
(v/ph)
Trong đó: D - đờng kính tang dẫn của băng tải (mm)
V - vận tốc vòng của băng tải (m/s)
Tỉ số truyển nên dùng của cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỉ số
truyền nên dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ
truyền ngoài hộp.
.
X C T
nd nd nd
U U U


=
= (1,5 ữ 5).(8 ữ 31,5) = 12 ữ 157,5
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ: n
đb
= 1500 (v/ph).
Suy ra:
1500
18,1154
82,8025
sb
U
= =
. Giá trị này thoả m n ã
sb nd
U U

Vậy ta chọn đợc số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n
đb
= 1500
(v/ph).
4. Chọn động cơ
Qua các bớc trên ta đ xác định đã ợc:
3,7515
1500 /
dc
dm
db
P KW
n v ph




=


Động cơ đợc chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thoả m nã
những điều kiện trên.
Căn cứ vào những điều kiện trên tra bảng phụ lục P1.1; P1.2: P1.3:
Các thông số kỹ thuật của động cơ, ta chọn động cơ 4A100L4Y3. Bảng các
thông số kỹ thuật của động cơ này.
Sinh viên: Nguyễn Bá Học Lớp K41 CCM4 - ĐH Kỹ Thuật Công Nghiệp 5
Kiểu động
cơ
Công
suất

KW
Vận tốc
quay (v/
ph)
Cos
%

max
dn
T
T
k
dn
T
T
4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0
4
3
1
2
F
t
5
6
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy B Mụn C S Thit K Mỏy
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 mở máy đủ lớn để
thắng sức ỳ của hệ thống. Vậy:
dc dc

mm bd
P P

(KW)
Trong đó: P
mm
dc
Công suất mở máy của động cơ
dc dc
mm mm dm
P K P=

k
mm
dn
T
K
T
=
- Hệ số mở máy của động cơ
P
bd
dc
Công suất ban đầu trên trục động cơ
K
bd
Hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng)
Từ các công thức trên ta tính đợc:
. . 2.4 8
dc dc dc

k
mm mm dm dm
dn
T
P K P P KW
T
= = = =
. 3,7515.1,5 5,6273
dc dc
bd lv bd
P P K KW
= = =
Ta thấy:
dc dc
mm bd
P P
>
. Vậy động cơ đ chọn thoả m n điều kiện mở máy.ã ã
b. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Nhìn vào sơ đồ tải trọng ta thấy tính chất tải trọng là không đổi nên
ta không cần kiểm tra quá tải cho động cơ.
II. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:
1420
17,1492
82,8025
dc
ct
n
u

n

= = =
Trong đó: n
dc
số vòng quay của động cơ đ chọn (v/ph)ã
n
ct
- số vòng quay của trục công tác (v/ph)
Ta có:
. .
ng h x h
u u u u u

= =
Với: u
ng
tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp
u
h
tỉ số truyền của hộp giảm tốc u
h
= u
1
.u
2
u
1
, u
2

tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm
1. Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp
Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền
ngoài hộp.
Nên u
ng
= (0,1 ữ 0,15)u
h
Sinh viên: Nguyễn Bá Học Lớp K41 CCM4 - ĐH Kỹ Thuật Công Nghiệp 6
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy B Mụn C S Thit K Mỏy


(0,1 0,15) (0,1 0,15).17,1492 1,3095 1,6039
ng
u u

= ữ = ữ = ữ
Kết hợp với bảng 2.4: Tỉ số truyền nên dùng [I] ta chọn:
u
ng
= u
x
= 1,5


17,1492
11,4328
1,5
h
ng

n
u
n

= = =
2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
u
h
= u
1
.u
2
Với hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp, để nhận đợc chiều cao
hộp giảm tốc nhỏ nhất có thể tra tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp
nhanh u
1
theo đồ thị: Hình 3.21 [I], tơng đơng với việc tính theo công thức:
Tỉ số truyền của cập chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ)
2
3
2
2
.
1,073
(1 0,5 )
ba h
be be
u
u
k k

Trong đó: k
be
hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn (k
be
=
0,25 ữ 0,3)

2ba

- hệ số chiều rộng bánh răng trụ (
2
0,3 0,4
ba

= ữ
)
Chọn k
be
= 0,3 và
2
0,4
ba

=
, ta có:

3

3
2
1,32 1,32 8,5746 2,7018
h
u u = =
Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn)
1
2
11,4328
4,2315
2,7018
h
u
u
u
= = =
III. Xác định các thông số trên các trục
1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph)
- Tốc độ quay của trục I:
1420
1420
1
dc
I
k
n
n
u
= = =
(v/ph)

- Tốc độ quay của trục II:
1
1420
335,5745
4,2315
I
II
n
n
u
= = =
(v/ph)
- Tốc độ quay của trục III:
2
335,5745
124,2040
2,7018
II
III
n
n
u
= = =
(v/ph)
- Tốc độ quay của trục IV:
124,2040
82,8027
1,5
III
IV

x
n
n
u
= = =
(v/ph)
2. Tính công suất trên các trục (KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
( )
3,7515
ct
dc
lv
lv
P
P KW


= =
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
. . 3,7515.1.0,99 3,7140
dc
I lv k ol
P P

= = =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
Sinh viên: Nguyễn Bá Học Lớp K41 CCM4 - ĐH Kỹ Thuật Công Nghiệp 7
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy B Mụn C S Thit K Mỏy

. . 3,7140.0,96.0,99 3,5298
II I I II ol
P P


= = =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
. . 3,5298.0,97.0,99 3,3896
III II II III ol
P P


= = =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục IV:
. . 3,3896.0,92.0,99 3,0872
IV III III IV ol
P P


= = =
(KW)
3. Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm)
- Mômen xoắn trên trục động cơ:
6
6
9,55.10 .
9,55.10 .3,7515
25230,1585

1420
dc
dc
dc
P
T
n
= = =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục I:
6
6
9,55.10 . 9,55.10 .3,7140
24977,9577
1420
I
I
I
P
T
n
= = =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục II:
6
6
9,55.10 . 9,55.10 .3,5298
100453,3718
335,5745
II

II
II
P
T
n
= = =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục III:
6
6
9,55.10 . 9,55.10 .3,3896
260625,1006
124,2040
III
III
III
P
T
n
= = =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục IV:
6
6
9,55.10 .
9,55.10 .3,0872
356060,3700
82,8027
IV
IV

IV
P
T
n
= = =
(Nmm)
4. Lập bảng số liệu tính toán:
Thôn
g số Trục
Tốc độ quay
(v/ph)
Tỉ số truyền
Công suất
(KW)
Mômen
xoắn (Nmm)
Sinh viên: Nguyễn Bá Học Lớp K41 CCM4 - ĐH Kỹ Thuật Công Nghiệp 8
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy B Mụn C S Thit K Mỏy
Trục động cơ 1420
Trục I 1420
1
3,7515 25230,1585
3,7140 24977,9577
Trục II 335,5745
4,2315
3,5298 100453,3718
Trục III 124,2040
2,7018
3,3896 260625,1006
Trục IV 82,8027

1,5
3,0872 356060,3700
Phn II: Tớnh toỏn thit k cỏc chi tit truyn ng
I. Tớnh toỏn thit k cỏc b truyn trong hp
1. Chn vt liu cp bỏnh rng cụn v cp bỏnh rng tr
Sinh viên: Nguyễn Bá Học Lớp K41 CCM4 - ĐH Kỹ Thuật Công Nghiệp 9
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
- Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu
nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng.
- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn
đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.
( )
1 2
10 15H H HB
≥ + ÷
- Dựa vào bảng 6.1, [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn:
• Cặp bánh răng côn:
Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn
Giới hạn bền
b
σ
(MPa)
Giới hạn chảy
ch
σ
(MPa)
Bánh nhỏ
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 241…285 850 580

Bánh lớn
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 192…240 750 450
• Cặp bánh răng trụ:

Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn
Giới hạn bền
b
σ
(MPa)
Giới hạn chảy
ch
σ
(MPa)
Bánh nhỏ
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 192…240 750 450
Bánh lớn
Thép 45
thường hóa
HB 170…217 600 340
2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
H
σ
và ứng suất uốn cho phép xác định theo các
công thức sau:

lim
[ ]
o
H
H R V XH HL
H
Z Z K K
S
σ
σ
=
(1)
lim
[ ]
o
F
F R S XF FC FL
F
Y Z K K K
S
σ
σ
=
(2)
Trong đó:
Z
R
– Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc.
Z
V

– Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
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
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
K
XF
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Chọn sơ bộ:
1
R V XH
Z Z K =
và
1
R S XF
Y Z K =
nên các công thức (1), (2) trở
thành:
lim
[ ]
o
H
H HL
H
K

S
σ
σ
=
(3)
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 10
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
lim
[ ]
o
F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
=
(4)
Trong đó:

0
limH
σ
và
0
limF
σ
: lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở.

Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là
thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên:
0
lim
2 70
H
HB
σ
= +
(MPa)
0
lim
1,8
F
HB
σ
=
(MPa)
Vậy:
- Trong bộ truyền bánh răng côn:
Bánh nhỏ:
0
lim1 1
2 70 2.245 70 560
H
HB
σ
= + = + =
(MPa)
0

lim1 1
1,8 1,8.245 441
F
HB
σ
= = =
(MPa)
Bánh lớn:
0
lim2 2
2 70 2.230 70 530
H
HB
σ
= + = + =
(MPa)
0
lim2 2
1,8 1,8.230 414
F
HB
σ
= = =
(MPa)
- Trong bộ truyền bánh răng trụ:
Bánh nhỏ:
0
lim3 3
2 70 2.215 70 500
H

HB
σ
= + = + =
(MPa)
0
lim3 3
1,8 1,8.215 387
F
HB
σ
= = =
(MPa)
Bánh lớn:
0
lim4 4
2 70 2.200 70 470
H
HB
σ
= + = + =
(MPa)
0
lim4 4
1,8 1,8.200 360
F
HB
σ
= = =
(MPa)
 K

FC
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.
Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)
 K
FC
= 1
 K
HL,FL
: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng, được xác định theo công thức sau:
H
HO
m
HL
HE
N
K
N
=
(5) ;
F
FO
m
FL
FE
N
K
N
=
(6)

Với:
- m
H
, m
F
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: m
H
= m
F
= 6
- N
HO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
2,4
30
HO HB
N H
=
(H
HB
– Độ rắn Brinen)
- Bộ truyền bánh răng côn:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB
1
=245 ; bánh lớn HB
2
=230, khi đó:
N
HO1

= 30.245
2,4
= 1,63.10
7
N
HO2
= 30.230
2,4
= 1,39.10
7
- Bộ truyền bánh răng trụ:
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 11
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB
3
= 215 ; bánh lớn HB
4
= 200, khi đó:
N
HO3
= 30.215
2,4
= 1,19.10
7
N
HO4
= 30.200
2,4
= 0,99.10
7

- N
FO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Với tất cả các loại thép thì: N
FO
= 4.10
6
- N
HE
, N
FE
: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh, nên theo [I] thì:
N
HE
= N
FE
= N = 60.c.n.t

Với: c, n, t
V
lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Ta có: c=1
4 1
7.365. .24. 16352
5 3
t h
Σ
= =

- Trong bộ truyền bánh răng côn:
Bánh nhỏ có: n
1
= 1420 (v/ph) nên:
9
1 1
60.1.1420.16352 1,39.10
HE FE
N N
= = =
Bánh lớn có: n
2
= 335,5745 (v/ph) nên:
9
2 2
60.1.335,5745.16352 0,33.10
HE FE
N N
= = =
- Trong bộ truyền bánh răng trụ:
Bánh nhỏ có: n
3
= 335,5745 (v/ph) nên:
9
3 3
60.1.335,5745.16352 0,33.10
HE FE
N N
= = =
Bánh lớn có: n

4
= 124,2040 (v/ph) nên:
9
4 4
60.1.124,2040.16352 0,12.10
HE FE
N N
= = =
Vậy:
- Bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh có:
9 7
1 1
1,39.10 1,63.10
HE HO
N N
= > =
 lấy
1 1HE HO
N N
=
Vậy từ (5)  K
HL1
= 1.
9 6
1 1
1,39.10 4.10
FE FO
N N
= > =
 lấy

1 1FE FO
N N
=
Vậy từ (6)  K
FL1
= 1.
7 7
2 2
33.10 1,39.10
HE HO
N N
= > =
 lấy
2 2HE HO
N N
=
Vậy từ (5)  K
HL2
= 1.
7 6
2 2
33.10 4.10
FE FO
N N
= > =
 lấy
2 2FE FO
N N
=
Vậy từ (6)  K

FL2
= 1.
- Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm có:
7 7
3 3
33.10 1,19.10
HE HO
N N
= > =
 lấy
3 3HE HO
N N
=
Vậy từ (5)  K
HL3
= 1.
7 6
3 3
33.10 4.10
FE FO
N N
= > =
 lấy
3 3FE FO
N N
=
Vậy từ (6)  K
FL3
= 1.
7 7

4 4
12.10 0,99.10
HE HO
N N
= > =
 lấy
4 4HE HO
N N
=
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 12
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
Vậy từ (5)  K
HL4
= 1.
7 6
4 4
12.10 4.10
FE FO
N N
= > =
 lấy
4 4FE FO
N N
=
Vậy từ (6)  K
FL4
= 1.
 S
H
,S

F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với
vật liệu đã chọn thì: S
H
= 1,1; S
F
= 1,75
Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.
- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):
lim1
1 1
560
[ ] .1 509,09
1,1
o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
= = =
(MPa)
lim1
1 1
441
[ ] .1.1 252
1,75
o

F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
= = =
(MPa)
lim2
2 2
530
[ ] .1 481,82
1,1
o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
= = =
(MPa)
lim2
2 2
414
[ ] .1.1 236,57
1,75
o

F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
= = =
(MPa)
Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. Dù bánh răng
côn răng thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn
song năng suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp.
Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[ ] [ ]
2
481,82
H H
σ σ
= =
(MPa).Vì
[ ] [ ]
1 2H H
σ σ
>
.
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ ]
2
ax
2,8 2,8.450 1260

H ch
m
σ σ
= = =
(MPa)
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB<350) là:
[ ]
1 1
ax
0,8 0,8.580 464
F ch
m
σ σ
= = =
(MPa)
[ ]
2 2
ax
0,8 0,8.450 360
F ch
m
σ σ
= = =
(MPa)
- Bộ truyền bánh răng trụ (cấp chậm):
lim3
3 3
500
[ ] .1 454,55
1,1

o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
= = =
(MPa)
lim3
3 3
387
[ ] .1.1 221,14
1,75
o
F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
= = =
(MPa)
lim4
4 4
470
[ ] .1 427,27
1,1

o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
= = =
(MPa)
lim4
4 4
360
[ ] .1.1 205,71
1,75
o
F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
= = =
(MPa)
Với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng nghiêng, thi:
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 13
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy B Mụn C S Thit K Mỏy
- ng sut tip xỳc cho phộp l:
[ ] [ ]

3 4
454,55 427,27
[ ]' 440,91
2 2
H H
H


+
+
= = =
(Mpa)
Ta thy
[ ]'
H

tha món iu kin:
[ ] [ ]
4
min
[ ]' 1,25 1,25
H H H

=
- ng sut tip xỳc cho phộp khi quỏ ti:
[ ]
ax 4
' 2,8 2,8.427,27 1196,36
H m ch

= = =
(Mpa)
- ng sut un cho phộp khi quỏ ti:
[ ]
3 3
ax
0,8 0,8.450 360
F ch
m

= = =
(MPa)
[ ]
4 4
ax
0,8 0,8.340 272
F ch
m

= = =
(MPa)
3. Tớnh toỏn truyn ng bỏnh rng cụn rng thng (cp nhanh)
a) Xỏc nh chiu di cụn ngoi (ca bỏnh cụn ch ng, c xỏc nh theo bn
tip xỳc)
[ ]
1
2
3
2
1

.
1.
(1 ). . .
H
e R
be be H
T K
R K u
K K u


= +

(7)
Trong ú:
- K
R
= 0,5K
d
H s ph thuc vo vt liu bỏnh rng v loi rng. Vỡ b truyn
cp nhanh l truyn ng bỏnh rng cụn rng thng bng thộp nờn: K
d
= 100 MPa
1/3
K
R
= 0,5K
d
= 0,5.100 MPa
1/3

= 50 MPa
1/3
-
H
K

- H s k n s phn b khụng u ti trng trờn chiu rng vnh rng
bỏnh rng cụn.
- K
be
H s chiu rng vnh rng.
0,25...0,3
be
e
b
K
R
= =
Trong cỏc bc tớnh trờn ta ó chn K
be
= 0,3
T ú T
1
.
0,3.4,2315
0,75
2 2 0,3
be
be
K u

K
= =

B truyn ta thit k thuc dng s I trong ti liu [I], trc lp trờn bi,
rn mt rng HB < 350, loi rng l rng thng nờn theo [I], bng 6.21 Tr s ca
cỏc h s phõn b khụng u ti trng trờn chiu rng vnh rng trong b truyn bỏnh
rng cụn, ta cú:
1,3
H
K

=
- T
1
mụmen xon trờn trc bỏnh ch ng. (Nmm)
T
1
= 24977,9577 (Nmm)
-
[ ]
H

- ng sut tip xỳc cho phộp.
[ ]
481,82
H

=
(MPa)
Thay cỏc i lng trờn vo cụng thc (7), ta c:

2
3
2
24977,9577.1,3
50 4,2315 1. 117,38
(1 0,3).0,3.4,2315.481,82
e
R mm
= + =

b)Xỏc nh cỏc thụng s n khp
Khi xỏc nh mụun v s rng cn chỳ ý:
Sinh viên: Nguyễn Bá Học Lớp K41 CCM4 - ĐH Kỹ Thuật Công Nghiệp 14
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
- Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương
đương với bánh răng côn:
1 min
17
V
Z Z≥ =
, trong đó:
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
1
1
os
V
Z
Z
c

δ
=
- Để răng đủ độ bền uốn, thì môđun vòng ngoài:
10
te
b
m
≥
với b = K
be
.R
e
Quan tâm tới 2 điểm vừa nêu, ta tiến hành chọn m và Z như sau:
 Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ)
Ta có:
[ ]
1
3
1
2
1
.
.
(1 ). . .
H
e d
be be H
T K
d K
K K u

β
σ
=
−
(8)
Theo (7) T
1
2 2 2
1 1
. 2
2.117,38
54
. 1 1 4,2315 1
d e e
e
R
K R R
d
K u u
= = = =
+ + +
(mm)
Kết hợp d
e1
= 54 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền
u = 4,2315, tra bảng 6.22, [I] ta được số răng Z
1p
= 16
Vì độ rắn mặt răng H
1

, H
2
< HB 350 Z
1
= 1,6.Z
1p
= 1,6.16 = 26
 Xác định đường kính trung bình d
m1
và môđun trung bình
Đường kính trung bình: d
m1
= (1 - 0,5K
be
)d
e1
(9)
= (1 - 0,5.0,3).54 = 45,9 (mm)
Môđun trung bình:
1
1
m
tm
d
m
Z
=
(10)

45,9

1,77
26
tm
m
= =
(mm)
 Xác định môđun
Môđun vòng ngoài, bánh răng côn răng thẳng theo công thức (6.56), [I] ta có:
1,77
2,08
1 0,5 1 05.0,3
tm
te
be
m
m
K
= = =
− −
(mm)
Từ bảng 6.8, [I]: Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn m
te
theo giá trị tiêu chuẩn
m
te
= 2.
Từ m
te
= 2 ta tính lại m
tm

suy từ công thức trên và d
m1
suy từ công thức (10). Ta
có: m
tm
= (1 - 0,5.0,3).2 =1,7(mm)
1
1
45,9
27
1,7
m
tm
d
Z
m
= = =
. Vậy Z
1
= 27 răng.
 Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia
- Số răng bánh lớn: Z
2
= u
1
.Z
1
= 4,2315.27 = 114,25. Lấy Z
2
= 114 răng.

Tỉ số truyền thực tế:
2
1
114
4,22
27
Z
u
Z
= = =
- Góc côn chia:
1
1
2
28
13,32
118
o
Z
acrtg acrtg
Z
δ
 
= = =
 
 

2 1
90 90 13,349 76,68
o o o o

δ δ
= − = − =
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 15
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
Theo bảng 6.20, [I], với Z
1
= 27, ta chọn hệ số dịch chỉnh đều:
x
1
= 0,35 ; x
2
= - 0,35
Chiều dài côn ngoài:
2 2 2 2
1 2
R 0,5. . 0,5.2. 27 114 117,15
e te
m Z Z
= + = + =
(mm)
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện
sau:
[ ]
2
1 1
2
1 1
2. 1
.

0,85. .
H
H M H H
m
T K u
Z Z Z
bd u
ε
σ σ
+
= ≤
(11)
Trong đó:
- Z
M
:Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên
chọn Z
M
= 274 MPa
1/3
.
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của Z
H
được tra trong
bảng 6.12, [I]
Tra bảng 6.12, [I] với x
1

+ x
2
= 0, góc nghiêng =
m
= 0 ta có Z
H
= 1,76
-
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Vì ở đây thiết kế bánh răng côn răng thẳng, nên theo công thức 6.59a [I], ta
có:
4
3
Z
α
ε
ε
−
=
Với:
α
ε
: Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau:
0
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os0 1,73
27 114

m
c c
Z Z
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 
 
 
 
 
 
 

4 1,73
0,87
3
Z
ε
−
= =
- K
H
:Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
. .

H H H HV
K K K K
β α
=
Trong đó:
+)
H
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
Theo phần trên
1,3
H
K
β
=
+)
H
K
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
H
K
α
=
+)

HV
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo công thức 6.63, [I], ta có:
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 16
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
1
1
1
2
H m
HV
H H
v bd
K
T K K
β α
= +
Trong đó:
( )
1 1
1
. 1
. . .
m
H H o
d u
v g v
u
δ

+
=
Với: d
m1
– đường kính trung bình của bánh côn nhỏ
d
m1
= 45,9 (mm)
v – vận tốc vòng bánh côn nhỏ
1 1
3 3
.
3,14.45,9.1420
3,41
60.10 60.10
m
d n
v
π
= = =
m/s
Theo bảng 6.13, [I], do v =3,41 m/s < 4, nên ta chọn cấp chính xác 8.
Cũng theo bảng 6.15, [I], ta có:
0,006
H
δ
=
Theo bảng 6.16, [I], ta có g
o
= 56

Trong đó: g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.

H
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.

( )
45,9. 4,22 1
0,006.56.3,41. 8,63
4,22
H
v
+
= =
- b: Chiều rộng vành răng
b = K
be
.R
e
= 0,3.117,15 = 35,15 (mm)
(
8,63.35,15.45,9
1 1,21
2.24977,9577.1,3.1
HV
K
= + =
=

. . 1,3.1.1,21 1,573
H H H HV
K K K K
β α
= = =
Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (11) ta có:
2
2
2.24977,9577.1,573 4,22 1
274.1,76.0,87. 474,81
0,85.35,15.45,9 .4,22
H
σ
+
= =
(MPa)
 Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc
Theo các công thức (1) và (3) ta có:
[ ] [ ]
.
H H V R XH
cx
Z Z K
σ σ
=
- Do vận tốc vòng: v = 3,41 m/s < 5 m/s D Z
V
= 1
- Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám:
R

a
= 2,5 … 1,25 m (tra bảng 21.3 II) m Z
R
= 0,95.
- Ta có:
d
e2
= m
te
.Z
2
= 2.114 = 228 (mm)
os 1
te m
h c
β
= =
(mm)
( ) ( )
1 1
. os 1 0,35.1 .2 2,7
ae te m te
h h x c m
β
= + = + =
(mm)
2 1
2. . 2.1.2 2,7 1,3
ae te te ae
h h m h= − = − =

(mm)
2 2
76,68 os 0,23
o
c
δ δ
= ⇒ =
=
2 2 2 2
2 . os 228 2.1,3.0,23 228,6
ae e ae
d d h c
δ
= + = + =
(mm)
Ta có d
ae2
< 700 mm K
XH
= 1.
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 17
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

[ ] [ ]
. . . 481,82.1.0,95.1 457,729
H H V R XH
cx
Z Z K
σ σ
= = =

(MPa)
( Sự chênh lệch giữa
H
σ
và
[ ]
H
cx
σ
là:
[ ]
[ ]
474,81 457,729
% .100% .100% 3,73% 4%
457,729
H H
cx
H
cx
σ σ
σ
σ
−
−
∆ = = = <
Như vậy
H
σ
>
[ ]

H
cx
σ
với chênh lệch không nhiều (<4%) nên có thể giữ nguyên
các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức sau
(suy từ 11):
[ ]
2
2
474,81
. . 0,3.117,38. 37,89
457,729
H
be e
H
b K R
σ
σ
 
 
= = =
 
 
 
 
 
(mm)
Lấy b = 38 mm
Khi đó ứng suất sinh ra trên mặt răng bánh răng lúc này là:
cu

moi cu
moi
35,15
. 474,81. 456,66
38
H H
b
b
σ σ
= = =
(MPa)
Vậy
456,66
H
σ
=
MPa <
[ ]
457,729
H
cx
σ
=
MPa nên bộ truyền đảm bảo về
tiếp xúc.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối
với mỗi bánh răng. Điều kiện bền uốn được viết như sau:
[ ]
1 1

1 1
1
2
0,85.
F F
F F
tm m
T K Y Y Y
bm d
ε β
σ σ
= ≤
(12)
[ ]
2
2 1 2
1
F
F F F
F
Y
Y
σ σ σ
= ≤
(13)
Trong đó:
- b: chiều rộng vành răng (mm)
- m
tm
: môđun trung bình (mm)

- d
m1
: đường kính trung bình của bánh răng chủ động (mm)
-
Y
β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với răng thẳng
1Y
β
=
-
1F
Y
,
2F
Y
: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Với bánh răng côn răng thẳng, thì số răng tương đương được tính theo các công
thức sau (theo [I]):
1
1
1
27
27,75
os os13,32
vn
o
Z
Z

c c
δ
= = =
2
2
2
114
494,81
os os76,68
vn
o
Z
Z
c c
δ
= = =
Với x
1
= 0,35 và x
2
= - 0,35
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 18
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 ta được
1
2
3,5
3,63
F
F

Y
Y
=


=

- K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
. .
F F F FV
K K K K
β α
=
Trong đó:
+)
F
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
Ta có:
38
0,32
117,38
be
e
b
K

R
= = =
Suy ra:
.
0,32.4,22
0,8
2 2 0,32
be
be
K u
K
= =
− −
Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có T
1,7
F
K
β
=
+)
F
K
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
F
K
α

=
+)
HV
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Ta có:
1
1
1
2
F m
FV
F F
v bd
K
T K K
β α
= +
Trong đó:
( )
1
. 1
. . .
m
F F o
d u
v g v
u
δ
+

=
Với: g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Theo bảng 6.16, [I], ta có g
o
= 56

F
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Theo bảng 6.15, [I], ta có
0,016
F
δ
=
v = 3,41 m/s
v
( )
45,9. 4,22 1
0,016.56.3,41. 25,02
4,22
F
v
+
= =
1
1
23,02.38.45,9
1 1 1,47

2 2.24977,9577.1,7.1
F m
FV
F F
v bd
K
T K K
β α
⇒ = + = + =
Vậy
. . 1,7.1.1,47 2,5
F F F FV
K K K K
β α
= = =
-
Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với hệ số trùng khớp ngang
1,73
α
ε
=

1 1
0,58
1,73
Y
ε

α
ε
= = =
Ta thay các giá trị vừa tính được vào công thức (12) và (13) ta được:
1
2.24977,9577.2,5.0,58.1.3,5
100,6
0,85.38.1,7.45,9
F
σ
= =
(MPa)
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 19
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
2
2 1
1
3,63
100,6. 104,34
3,5
F
F F
F
Y
Y
σ σ
= = =
(MPa)
 Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn
Từ các công thức (2) và (4) ta có:

[ ] [ ]
. . .
F F R S XF
cx
Y Y K
σ σ
=

Trong đó: Y
R
= 1 (Theo tài liệu [I])
Y
S
= 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(1,7) = 1,04
K
XF
= 1 (Do d
ae2
= 228,6 mm < 400 mm)
[ ]
1
252
F
σ
=
(MPa)
[ ]
2
236,57
F

σ
=
(MPa)
Vậy:
[ ] [ ]
1 1
. . . 252.1.1,04.1 262,08
F F R S XF
cx
Y Y K
σ σ
= = =
(MPa)
[ ] [ ]
2 2
. . . 236,57.1.1,04.1 246,03
F F R S XF
cx
Y Y K
σ σ
= = =
(MPa)
Ta có:
1
100,6
F
σ
=
(MPa) <
[ ]

1
262,08
F
cx
σ
=
(MPa)

2
104,34
F
σ
=
(MPa) <
[ ]
2
246,03
F
cx
σ
=
(MPa)
Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…)
với hệ số quá tải K
qt
= T
max
/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, T

max
là mômen
xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực
đại và ứng suất uốn cực đại.
Ta có: K
qt
= K
bđ
= 1,5
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
maxH
σ

không được vượt quá một giá trị cho phép:
[ ]
max
max
H H qt H
K
σ σ σ
= ≤
(14)
Ta có:
max
456,66 1,5 559,29
H H qt
K
σ σ
= = =
(MPa)

Mà:
[ ]
max
1260
H
σ
=
(MPa) nên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn.
Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,
ứng suất uốn cực đại
maxF
σ
tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị
cho phép:
[ ]
max
max
F F qt F
K
σ σ σ
= ≤
(15)
Ta có:
1max 1
100,6.1,5 150,9
F F qt
K
σ σ
= = =
(MPa)

2max 2
104,34.1,5 156,51
F F qt
K
σ σ
= = =
(MPa)
Mà:
[ ]
1
max
464
F
σ
=
(MPa)
[ ]
2
max
360
F
σ
=
(MPa)
[ ]
1max 1
ax
F F
m
σ σ

⇒ <
và
[ ]
2max 2
ax
F F
m
σ σ
<
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 20
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy B Mụn C S Thit K Mỏy
Vy cỏc iu kin (14) v (15) u tha món nờn b truyn cp nhanh tha món
cỏc yờu cu v quỏ ti.
f) Cỏc thụng s v kớch thc b truyn bỏnh rng cụn
Chiu di cụn ngoi R
e
= 117,15 mm
Mụun vũng ngoi m
te
= 2 mm
Chiu rng vnh rng b = 38 mm
T s truyn u = 4,22
Gúc nghiờng ca rng G = 0
S rng bỏnh rng Z
1
= 27 Z
2
= 114
H s dch chnh chiu cao x
1

= 0,35 x
2
= - 0,35
Theo cỏc cụng thc trong bng 6.19, [I] ta tớnh c:
ng kớnh chia ngoi d
e1
= 54 mm
d
e2
= 228 mm
ng kớnh trung bỡnh d
m1
= 45,9 mm
d
m2
= 193,8 mm
Gúc cụn chia G
1
= 13,32
0
0
2
= 76,68
0
Chiu cao rng ngoi h
e
= 4,4 mm
Chiu cao u rng ngoi h
ae1
= 2,7 mm

h
ae2
= 1,3 mm
Chiu cao chõn rng ngoi h
fe1
= 1,7 mm
h
fe2
= 3,1 mm
ng kớnh nh rng ngoi d
ae1
= 59,25 mm
d
ae2
= 228,6 mm
4. Tớnh toỏn truyn ng bỏnh rng tr rng nghiờng (cp chm)
a) Xỏc nh s b khong cỏch trc a
w
Nú c tớnh theo cụng thc:
[ ]
2
3
w 2
2
2 2
( 1)
'
H
a
H ba

T K
a K u
u


= +
(16)
Trong ú:
- Ka: H s ph thuc vo vt liu bỏnh rng v loi rng. Vỡ b truyn cp
chm l truyn ng bỏnh rng tr rng nghiờng bng thộp - thộp nờn tra bng 6.5, [I]
ta c K
a
= 43 MPa
1/3
- T
2
: Mụmen xon trờn trc bỏnh ch ng, Nmm
T
2
= 100453,3718 (Nmm)
Sinh viên: Nguyễn Bá Học Lớp K41 CCM4 - ĐH Kỹ Thuật Công Nghiệp 21
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
-
[ ]
'
H
σ
: Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa
[ ]
' 440,91

H
σ
=
(MPa)
- u
2
: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
u
2
= 2,7018
- b
w
: Chiều rộng vành răng
-
w
2
w
ba
b
a
ψ
=
: Hệ số chiều rộng bảnh răng
Theo bảng 6.6, [I] ta chọn
2
0,3
ba
ψ
=

Từ đó theo công thức 6.16, [I] ta có:
2
0,53 ( 1) 0,53.0,3(2,7018 1) 0,59
bd ba
u
ψ ψ
= + = + =
-
H
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Giá trị của
H
K
β
phụ thuộc vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số
bd
ψ
, được
tra trong bảng 6.7, [I]:
Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7, [I])
0,59
bd
ψ
=
và H
3
, H

4
< HB 350 nên theo bảng 6.7, [I] ta tra được:
1,03
H
K
β
=
và
1,08
F
K
β
=
Thay các giá trị tìm được ở trên vào công thức (16) ta có:
3
w
2
100453,3718.1,03
43(2,7018 1) 138,35
440,91 .2,7018.0,3
a mm
= + =
Lấy a
w
= 140 mm
b) Xác định các thông số ăn khớp
 Xác định môđun
Theo công thức 6.17, [I] ta có:
( )
w

(0,01 0,02) (0,01 0,02).140 1,4 2,8m a
= ÷ = ÷ = ÷
(mm)
Theo bảng 6.8, [I] ta chọn môđun tiêu chuẩn là môđun pháp m
n
= 2
 Xác định số răng, góc nghiêng X và hệ số dịch chỉnh x
Giữa khoảng cách trục a
w
, số răng bánh nhỏ Z
3
, số răng bánh lớn Z
4
, góc
nghiêng n của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo
công thức
( )
3 4
w
2cos
n
m Z Z
a
β
+
=
(17)
Sơ bộ chọn góc nghiêng S, với răng nghiêng thì , = 8 … 20
0
.

- Chọn sơ bộ góc nghiêng - = 10
0
, từ công thức (17) ta tính số răng bánh nhỏ:
( ) ( )
0
w
3
2 os
2.140. os10
37,24
1 2. 2,7018 1
n
a c
c
Z
m u
β
= = =
+ +
Lấy Z
3
= 37 răng.
- Số răng bánh lớn: Z
4
= u
2
.Z
3
= 2,7018.33 = 99,97
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 22

Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
Lấy Z
4
= 100 răng.
- Tỉ số truyền thực tế:
4
2
3
100
2,7
37
Z
u
Z
= = =
Từ công thức (17) ta tính lại góc nghiêng
β
:
( ) ( )
3 4
w
2 37 100
os 0,98
2 2.140
n
m Z Z
c
a
β
+ +

= = =
= = 11,48
0
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện
sau:
( )
[ ]
2 2
2
w 2 w3
2. 1
.
.
H
H M H H
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ σ
+
= ≤
(18)
Trong đó:
Z
M
– hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn
Z

M
= 274 MPa
1/3
.
Z
H
– hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
w
2cos
sin 2
b
H
t
Z
β
α
=
(19)
Ở đây:
b
β
- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
os .
b t
tg c tg
β α β
=
Với
t
α

và
wt
α
lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp.
Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên theo tài
liệu [I] ta có:
0
0
w
20
ar ( ) 20,37
os 0,98
t t
tg tg
arctg ctg
c
α
α α
β
 
= = = =
 
 
(trong đó theo TCVN 1065-71 thì góc prôfin gốc ( = 20
0
)
w
os os20,37 0,937
sin 2 sin 40,74 0,653
o

t
o
t
c c
α
α

= =

⇒

= =


0
0,937. 11,48 0,19
b
tg tg
β
⇒ = =

10,76
o
b
β
=

os 0,982
b
c

β
=
Vậy từ (19) ta có:
2.0,982
1,734
0,653
H
Z
= =
Z
ε
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Ta có:
b
ε
- hệ số trùng khớp dọc, được tính theo công thức sau:

w
.sin
b
n
b
m
β
ε
π
=
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 23
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
Với

w 2 w
. 0,3.140 42
ba
b a mm
ψ
= = =
42sin11,48
1,33
2.
o
b
ε
π
⇒ = =
Vì
1
b
ε
>
nên
1
Z
ε
α
ε
=
α
ε
- hệ số trùng khớp ngang
Áp dụng công thức gần đúng ta có:

0
3 4
1 1 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os11,48 1,73
37 100
c c
Z Z
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 
 
 
 
 
 
 
Vậy
1 1
0,76
1,73
Z
ε
α
ε

= = =
K
H
- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
. .
H H H HV
K K K K
β α
=
Trong đó:
-
1,03
H
K
β
=
H
K
α
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp.
Ở đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên
H
K
α
được tra trong bảng
6.14, [I]. Để tra được giá trị của
H
K
α

và
HV
K
ta phải tính vận tốc vòng của bánh răng
chủ động, sau đó chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, từ trị số của cấp chính xác ta
tra các hệ số trên.
Ta có:
w3 2
3
60.10
d n
v
π
=
Với d
w3
là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức sau:
w
w3
2
2
2.140
75,68
1 2,7 1
a
d mm
u
= = =
+ +
Vậy

w3 2
3 3
.75,68.335,5745
1,33
60.10 60.10
d n
v
π
π
= = =
(m/s)
Dựa vào bảng 6.13, [I], do v < 4 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác 9.
Vậy theo bảng 6.14, [I] ta có:
1,13
H
K
α
=
và
1,37
F
K
α
=
- Tính K
HV
: Trị số của K
HV
được tính theo công thức sau:
w w3

2
1
2
H
HV
H H
v b d
K
T K K
β α
= +
Trong đó:
w
2
. . .
H H o
a
v g v
u
δ
=
Với:
g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 24
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
Do m
n
= 2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16,

[I] ta được g
o
= 73
H
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB
4
< 350 HB và dạng răng là răng nghiêng
nên:
0,002
H
δ
=
Vậy
w
2
140
. . . 0,002.73.1,33. 1,4
2,7
H H o
a
v g v
u
δ
= = =
Suy ra:
w 3
2
1,4.42.75,68

1 1 1,019
2 2.100453,3718.1,03.1,13
H w
HV
H H
v b d
K
T K K
β α
= + = + =
Từ đó
. . 1,03.1,13.1,019 1,19
H H H HV
K K K K
β α
⇒ = = =
Nên theo (18) ta có:
( )
2
2.100453,3718.1,19 2,7 1
274.1,734.0,76. 421,4
42.2,7.75,68
H
σ
+
= =
(Mpa)
 Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc
Theo các công thức (1) và (3) ta có:
[ ] [ ]

'.
H H V R XH
cx
Z Z K
σ σ
=
- Do vận tốc vòng: v = 1,33 m/s < 5 m/s D Z
V
= 1
- Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,
khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
= 2,5 … 1,25 m (tra bảng 21.3 II) m
Z
R
= 0,95
- Ta có:
Đường kính chia bánh lớn:
4
4
2.100
204,08
os os11,48
n
o
m Z
d
c c
β
= = =

(mm)
Đường kính vòng đỉnh răng:
4 4
2 204,08 2.2 208,08
a n
d d m
= + = + =
(mm) < 700 mm
K
XH
= 1
Vậy
[ ] [ ]
'. 440,91.1.0,95.1 418,86
H H V R XH
cx
Z Z K
σ σ
= = =
(MPa)
( Sự chênh lệch giữa
H
σ
và
[ ]
H
cx
σ
là:
[ ]

[ ]
421,4 418,86
% .100% .100% 0,6% 4%
418,86
H H
cx
H
cx
σ σ
σ
σ
−
−
∆ = = = <
Như vậy
H
σ
>
[ ]
H
cx
σ
với chênh lệch khá nhỏ là 0,6% nên có thể giữ nguyên các
kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b
w
theo công thức sau (suy
từ 18):
[ ]
2
2

w 2 w
421, 4
. 0,3.140 42,51
418,86
H
ba
H
cx
b a
σ
ψ
σ
 
 
= = =
 
 
 
 
 
(mm)
Lấy b
w
= 43 mm = b
w4
Sinh viªn: NguyÔn B¸ Häc – Líp K41 CCM4 - §H Kü ThuËt C«ng NghiÖp 25