ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HGT CẤP CHẬM

1


bucapvb

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn
đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát
triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Đồ án mơn học
Truyền động cơ khí là một mơn học rất quan trọng của nghành
cơ khí. Nhằm rèn luyện cho sinh viên những kỹ năng, khả năng
vận dụng các lý thuyết đã học để giải quyết những yêu cầu
thực tế đặt ra như: thiết kế chi tiết máy, các bộ phận trong
máy,… vừa phải đảm bảo các chỉ tiêu về kỹ thuật vừa phải đảm
bảo các chỉ tiêu về kinh tế.
Vì đây là lần đầu tiên bắt tay vào công việc thiết kế nên có
nhiều mới mẽ và cịn nhiều bỡ ngỡ. Do kiến thức cịn hạn hẹp
nên trong q trình thiết kế thiết minh chắc chắn cịn gặp
khơng ít sai sót khơng tránh khỏi. Kính mong được các thầy chỉ
bẳ tận tình, phê bình để chúng em có thể hồn thành tốt đồ án
này.
Chúng em xin chân thành cám ơn các thầy đã giúp đỡ
chúng em trong thời gian thực hiện đồ án này.

Sinh viên thực hiện

2


Hà Hữu Nam

MỤC LỤC
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
A: TÍNH TỐN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN…………………………………..
…
1: Chọn công suất động cơ điện
2: Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
B. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN………………………………………………..
C. TÍNH TỐN CÁC THƠNG SỐ HÌNH HỌC
1: Tính cơng suất trên các trục

2: Tính số vịng quay trên các trục
3: Tính momen xoắn trên từng trục
PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ
TRUYỀN...............................................
A. TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI (XÍCH)
1. Chọn loại xích
2. Chọn số răng của đĩa xích
3. Xác đính bước xích t theo cơng thức
4. Xác định khoảng cách trục A và số mắt xích X
5. Tính đường kính vịng chia của đĩa xích
6. Tính lực tác dụng lên trục

B. TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP

3


1. Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và bánh răng trụ răng nghiêng
2. Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm)

a. Xác định ứng suất cho phép
b. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng
c. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
d. Tính khoảng cách trục
e. Tính vận tốc vịng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
f. Định hình chính xác hệ số tải trọng K
g. Xác định mođun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng
bánh răng
h. Kiểm nghiệm sức bền uốn của
răng

4


3. Tính tốn bộ truyền bánh răng cơn răng thẳng (cấp nhạnh)
a. Xác định ứng suất cho phép
b. Xác định chiều dài cơn ngồi
c. Xác định thơng số ăn khớp
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
e. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
f. Kiểm nghiệm răng về quá tải

C. KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN, CHẠM TRỤC VÀ SAI SỐ
VẬN
TỐC
1. Kiểm tra điều kiện bôi trơn
a. Mức dầu tối thiểu
b. Mức dầu tối đa
2. Kiểm nghiệm điều kiện chạm trục
3. Kiểm tra sai số vận tốc

PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN
A. CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM KHỚP NỐI
1. Xác định kích thước khớp nối
2. Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt
3. Lực tác dụng lên trục từ nối trục
B. TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu
2. Xác định sơ bộ đường kính trục
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 4. Xác
định phản lực trên các gối đỡ và đường kính các đoạn trục
a. Xác định phản lực tại gối đỡ và vẽ biểu đồ momen
b. Xác định đường kính trục tại các tiết diện trục
5. Tính tốn kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
6. Tính tốn kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
7. Tính chọn then
C. TÍNH TỐN CHỌN Ổ LĂN
1. Chọn ổ lăn trên trục I
a. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

5


2. Chọn ổ lăn trên trục II
a. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
3. Chọn ổ lăn trên trục III
a. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

PHẦN 4: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ
ĐỘ LẮP TRONG HỘP
A. THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC ĐÚC
1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân
2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp
B. MỘT SỐ KẾT CẤU KHÁC LIÊN QUAN ĐẾN VỎ HỘP
1. Vịng móc
2. Chốt định vị
3. Cửa thăm
4. Nút thông hơi 5. Nút tháo dầu
6. Que thăm dầu
7. Vịng chắn dầu

TÀI LIỆU
THAM
KHẢO..............
.......................
.......................
..................
PHẦN 1:
TÍNH TỐN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN

A. Tính tốn chọn động cơ điện:
1. Chọn công suất động cơ điện:
Công suất cần thiết trên trục động cơ:

6

Trong

:
+

= 0,96 : hiệu su t bộ truy n x ch

+

= 0,98 : hi u su t b truy n b nh r ng n n r ng

nghi ng
+

= 0,99 : hi u su t

+

l n

= 1 : hi u su t kh p n i
=>

2. X c định s

v ng quay s

bộ c a cũng c :
=

Trong đó :
+ chọn
+ Chọn = 10 : là tỉ số bộ truyền của hộp giảm tốc bánh
răng n
+
V y:

= 50.2.10 = 1000

Dựa vào bảng 28 trang 322 sách “ Thiết kế chi tiết máy “ ta chọn
loại động cơ điện
A2-51-2có:

= 7,5KW ;

= 1450 v/ph

B. Ph n ph i t s truy n:
T s truy n chung:
Ta c :
Trong

u=
u=

:
: t s truy n c a b truy n x ch

7

: t s truy n c a b truy n b nh r ng n n r ng
th ng c p nhanh
tỉ sôs truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng

cấp

chậm

Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền xích :
=>
. Phân phối tỷ số truyền
chậm





= 3,4



C. T nh to n c c th ng s h nh h c:
1. T nh c ng su t tr n c c tr c:
Ta có : + Cơng suất trên trục cơng tác:
+ Công suất trên trục III : = 5,47 KW
+Công suất trên trục II : =5,75 KW
+Công suất trên trục I : =6,05KW
+ Công suất trên trục động cơ:

2. T nh s v ng quay tr n c c tr c:
Ta c :

+ S vòng quay c a trục động c : = 1450 v/ph

+ S v ng quay c a trục I :
= 1450 v/ph
+Số vòng quay của trục II :

8


+ S v ng quay c a trục III :=103v/ph
+ S v ng quay của trục tang : == 52/ph
3. T nh momen xo n tr n t ng trục
+ Truc động cơ : = 4017,58( N.mm)
+Trục I: =39846,55( N.mm)
+Trục II :=
+Trục III: = =507169,90( N.mm)
+ Trục tang : =955000( N.mm
Bảng 1.1 Bảng phân phối tỉ số truyền và công
suất
Đại
lượng

Trục động
cơ

Trục I

u

1

n ( v/ph
)
P ( kW )

1450

1450

6,1

6,05

T
( N.mm
)

4017,58

39846,55

Trục II

= 4,1

Trục III

= 3,4
103

5,75

Trục
tang
=2
52

5,47
507169,
90

955000

9


PHẦN 2:
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
A. Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi (xích):
Thiết kế bộ truyền xích truyền động từ hộp giảm tốc với số liệu như
sau:
+ Momen trên trục bị dẫn ( trục tang) T = 955000.mm
+ Tốc độ quay trục tang :

= 52/ph

+ Tỉ số truyền của bộ truyền xích:

=2

1. Chọn loại xích
Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích răng. Trong 3 loại
xích trên ta
nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:
+Có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa (ở xích ống)
bằng ma sát lăn ở con lăn và răng đĩa(ở xích con lăn). Kết quả là
độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo xích con lăn
khơng khó bằng xích răng.
+Ngồi ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay
thế.
Vì cơng suất sử dụng khơng q lớn nên chọn xích một dãy
2. Chọn số răng của đĩa xích:
Với u = 2 (đã chọn)
Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z 1 = 25
Số răng của đĩa xích lớn:
z2 = u.z1 = 2.25 = 50 < zmax = 120

3. X c định b

c x ch theo c ng su t

:

Theo công thức 5.3 tài liệu [1] ta có cơng thức tính toán:
Pt = P.k.kz.kn

10

10


z1 = 25 => kz = 25/z1 = 25/25 = 1
Chọn n01 = 200 (vg/ph)
=> kn = n01/nIII = 200/103 = 1,94

Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 tài liệu [1] ta có:
K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
K0 = 1 (tâm đĩa xích so với phương ngang <40 0)
Ka = 1 (chọn a = 40p)
Kđc = 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)
Kbt = 1,3 (mơi trường làm việc có bụi)
Kđ = 1,2 (va đập nhẹ)
Kc = 1 (làm việc 1 ca/ngày)
=> K = 1.1.1 .1,3.1,2.1 = 1,56
Thay vào công thức 5.3 ta được:
Pt = 5,47.1,56.1.1,94 = 16,639 (kW)

[ P] ≥
Thấy
Ta thấy [P]

Pt
= 16,388(kW )
kd
≤

(kd = 1 vì xích 1 dãy)

19,3

Theo bảng 5.5 với k01, xích 1 dãy. Ta chọn bước xích p = 31,75
(mm)
11

11


Khoảng cách trục và số mắt xích:
a = 40.p = 40.31,75 = 1270 (mm)
Theo công thức 5.12 tài liệu [1] ta có số mắt xích:

2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) 2 . p
x=
+
+
p
2
4π 2 .a
x=

2.1270 ( 25 + 50) (50 − 25) 2 .31,75
+
+
= 117 ,89
31,75
2
4.3,14 2.1270

Lấy số mắt xích chẵn: xc = 118
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu [1]:
ac = a + 0,5(xc – x)p = 1270 + 0,5(118 – 117,89).31,75 =
1271,746 (mm)
Để xích khơng chịu lực căng q lớn ta giảm a 1 lượng

∆a

∆a

= 0,003.a = 0,003.1271,746 = 3,81 (mm)

Do đó a = 1271,746 – 3,81 = 1267,936 (mm)
Số lần va đập của xích theo cơng thức 5.14 tài liệu [1]

i=

z1 .n1 25.103
=
= 1,45 ≤ [ i ] = 25
15.x 15.118

Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo cơng thức 5.15 tài liệu [1]:

s=

Q
k đ .Ft + F0 + Fv

Theo bảng 5.2 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 88,5 (kN).
Khối lượng 1 mét xích q1 = 3,8 kg
12

12


Kđ = 1,2 (va đập nhẹ)

v=

z1. p.n1 25.31,75.103
=
= 1,36(vg / ph)
60000
60000

⇒ Ft =

1000.P
= 3981,62( N )
v

Fv -lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 3,8.1,362 = 7,03 (N)
F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a
Với f = 0,015.a = 0,015.1270 = 19,05
Lấy kf = 4 (vì góc nghiêng đường nối tâm < 400)
=> F0 = 9,81.4.3,8.1267,936 = 189064,47 (N) = 189,06 (N)

s=
Do đó:

88500
= 17,79
1,2.3981,62 + 189,06 + 7,03

Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,5.
Vậy s > [s]: Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
. Đường kính vịng chia đĩa xích:
Theo cơng thức 5.17 và bảng 13.4 tài liệu [1]:
-Đường kính vịng chia của đĩa xích được xác định:
+Đường kính vịng chia đĩa dẫn:

d1 =

p
31,75
=
= 253,32( mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z1
25

+Đường kính vịng chia đĩa bị dẫn:
13

13


d2 =

p
31,75
=
= 505,65(mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z2
50

- Đường kính vịng đỉnh:

π

π

π

π

da1 = p[0,5 + cotg( /z1)] = 31,75[0,5 + cotg( /25)] = 267,2 (mm)
da2 = p[0,5 + cotg( /z2)] = 31,75[0,5 + cotg( /50)] = 520,5 (mm)
- Đường kính vịng chân:
Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (theo bảng

5.2 tài liệu [1]):
df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.9,62 = 234,08 (mm)
df2 = d2 – 2r = 505,65 – 2.9,62 = 486,41 (mm)
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo cơng thức 5.18 tài
liệu [1]:

Ta có:

σ H = 0,47 k r ( Ft .k đ . + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ]

Trong đó:
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25
Kr2 = 0,24 ứng với Z2 = 50
Kd = 1

do bộ truyền xích một dãy.

14

14


Kđ = 1,2
Fvd

hệ số tải trọng động va đập nhẹ.

lực va đập trên một dãy xích (N).

Fvd = 13.10-7 n1.p3.m = 13.10-7.103.31,753.1 = 4,286 (N).
E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 MPa
A = 262 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu
[1])

[σ H ]

ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1].

Ứg suất tiếp xúc của đĩa xích 1.

0,42(3981,62.1,2 + 4,286)2,1.10 5
σ H 1 = 0.47
262.1

= 596,34 (MPa)

Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.

σ H 1 = 0.47

0,24(3981,62.1,2 + 4,286)2,1.10 5
262.1

= 450,79 (MPa)

Như vậy theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc
cho các đĩa xích ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ vấn bề mặt
HB = 210.

Ứng suất tiếp xúc cho phép [

Thấy:

σH

] = 600 (MPa)

σH ≤ σH
[ ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.

Xác định lực tác dụng lên trục:

15

15


F r = Kx . F t
Với Kx = 1,15 : hệ số xét đến tác dụng trọng lượng xích lên trục (do
bộ truyền nằm ngang)
=> Fr = 1,15.3981,62 = 4578,86 N
V. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo cơng thức 5.15 tài liệu [1]:

s=

Q
k đ .Ft + F0 + Fv

Theo bảng 5.2 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 88,5 (kN).
Khối lượng 1 mét xích q1 = 3,8 kg
Kđ = 1,2 (va đập nhẹ)

Fv -lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 3,8.1,682 = 6,08 (N)
F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a
Với f = 0,015.a = 0,015.1270 = 19,05
Lấy kf = 4 (vì góc nghiêng đường nối tâm < 400)
=> F0 = 9,81.4.3,8.1267,936 = 189064,47 (N) = 189,06 (N)

s=
Do đó:

88500
= 17,79
1,2.3981,62 + 189,06 + 7,03

Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,5.
Vậy s > [s]: Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
. Đường kính vịng chia đĩa xích:
Theo cơng thức 5.17 và bảng 13.4 tài liệu [1]:
16

16


-Đường kính vịng chia của đĩa xích được xác định:
+Đường kính vịng chia đĩa dẫn:

+Đường kính vịng chia đĩa bị dẫn:

- Đường kính vịng đỉnh:

π

π

π

π

da1 = p[0,5 + cotg( /z1)] = 31,75[0,5 + cotg( /27)] = 2661,2(mm)
da2 = p[0,5 + cotg( /z2)] = 31,75[0,5 + cotg( /67)]
=2788,04(mm)
- Đường kính vịng chân:
Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (theo bảng
5.2 tài liệu [1]):
df1 = d1 – 2r = – 2.9,62 =254,16(mm)
df2 = d2 – 2r = – 2.9,62 =658,06(mm)
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo cơng thức 5.18 tài
liệu [1]:
Ta có:

σ H = 0,47 k r ( Ft .k đ . + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ]

Trong đó:
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25
Kr2 = 0,24 ứng với Z2 = 50
Kd = 1

do bộ truyền xích một dãy.

Kđ = 1,2

hệ số tải trọng động va đập nhẹ.

Fvd

lực va đập trên một dãy xích (N).

Fvd = 13.10-7 n1.p3.m = 13.10-7. 118,116.31,753.1 = 0,05(N).

17

17


E: Mođun đàn hồi:

E = 2,1.105 MPa

A = 262 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu
[1])

[σ H ]

ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1].

Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.

σ H 1 = 0.47

0,42(3981,62.1,2 + 4,286)2,1.10 5
262.1

= 596,34 (MPa)

Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.

0,24(3981,62.1,2 + 4,286)2,1.10 5
σ H 1 = 0.47
262.1

= 450,79 (MPa)

Như vậy theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc
cho các đĩa xích ta dùng thép 45 tơi cải thiện đạt độ vấn bề mặt
HB = 210.
Ứng suất tiếp xúc cho phép [

σH

] = 600 (MPa)

σH ≤ σH
Thấy:
[ ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.

Xác định lực tác dụng lên trục:

F r = Kx . F t
Với Kx = 1,15 : hệ số xét đến tác dụng trọng lượng xích lên trục (do
bộ truyền nằm ngang)
=> Fr = 1,15.3981,62 = 4578,86 N

18

18


2. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB

÷

= 180

350.

σ 0 H lim1 = 2.HB1 + 70 σ H = 1,1 σ 0 F lim = 1,8HB
;

;

;

s F = 1,75

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230.

+Giới hạn mỏi tiếp xúc:

σ H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560
σ H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530

MPa.
MPa.

+Giới hạn mỏi uốn:

σ F lim1 = 1,8.245 = 441
σ F lim 2 = 1,8.230 = 414
3. Số chu kì làm việc cơ sở:
Theo cơng thức 6.5 tài liệu [1]:

N HO = 30.H 2, 4 HB
Do đó:

N HO1 = 30.2452, 4 = 1,62.10 7
NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107
4. Số chu kì làm việc tương đương:
Theo cơng thức 6.7 tài liệu [1]:

19

19


∑

NHE = 60.C ( Ti / Tmax)3 .niti
Với: +Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay, bánh răng quay 1
chiều => c=1.
+tb = 8000 giờ: tổng số thời gian làm việc.

∑

NHE2 = 60.C (n1/u1) t ti(Ti /Tmax)3

= 60.1

1450
4,1

ti
∑ ti

.8000(13.0,7+0,8.0,3)

= 1,79.107 (chu kỳ)
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1
⇒

Tương tự: NHE1 > NHO1

KHL1 = 1

5 . Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:

[

σH

]=

σ

K

HL
0
Him S H

Theo bảng 6.2 tài liệu [1] ta có: SH =1,1

[

[

σH
σH

σ

]1 =

]2 =

σ

K

HL1
0
Him1 S H

K HL 2
SH

0
Him2

=

=

560.1
1,1
530.1
1,1

= 509,1 MPa

= 481,82 MPa

*Với bộ truyền cấp nhanh sử dụng răng nghiêng:

σH
[ ]=
Mpa

1
2

.

[

σH

]12 + [

σH

]22 =

1
2

.

509,12 +481,822 = 350,47

20

20


Ta có: 1,25[

σH

]min = 1,25[

σH

]2

= 1,24. 481,82
=602,275 MPa
Ta thấy điều kiện: [
Nên ta chọn: [

σH

σH

]=[

]min < [

σH

σH

]min = [

] < 1,25[

σH

σH

]2 (không thỏa)

]2 = 481,82 MPa

*Với bộ truyền cấp chậm sử dụng răng nghiêng:

[

σH

]’ =

[σ H ]1 + [σ H ] 2
2

=

509,1 + 481,82
2

= 495,46 MPa

Theo công thức 6.8 tài liệu [1].

∑

NFE = 60C (Ti/Tmax)MFni Ti

Theo bảng 6.4 tài liệu [1] ta xác định được mF = 6

⇒

NFE2 = 60.1.

1450
4,1

.8000(16.0,7 + 0,8.0,3) = 5,71.107 (chu kỳ)

Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn:
NFO1 = NFO2 =4.106 (với mọi loại thép)
Thấy NFB2 > NF02 do đó KFL2 = 1
Tương tự: NFB1 > NF01 => KFL1 = 1
Theo 6.2a tài liệu [1] bộ truyền quay một chiều nên K FC = 1.
Theo bảng 6.2 tài liệu [1]: SF = 1,75
[

σ F1

]=

σ F0 lim1

.KFC.KKL / SF

21

21

=
[

441.1.1
1,75

σ F2

=

]=

= 252 MPa

σ F0 lim 2

414.1.1
1,75

. KFC. KFL / SF

= 236,57 MPa

Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1]:
[
[
[

σH
σ F1

]max = 2,8
]max = 0,8

σ F2

]max = 0,8

σ ch 2

σ ch1
σ ch 2

= 2.8.450 = 1260 MPa
= 0,8.580 = 464 MPa
= 0,8.450 = 360 MPa

II. Tính tốn bộ truyền cấp nhanh (bánh răng trụ răng
nghiêng):
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).
3

±

aw1 = Ka( u 1)

T1 .K Hβ
[σ H ]2 u1 .ψ ba

Trong đó :
ψ ba

: Hệ số: là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách
trục.

Chọn

ψ ba

= 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1].

Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc. Ka = 43 theo bảng 6.5 tài liệu [1].
ψ bd

= 0,53

ψ ba

(u1+1) = 0,53.0,3.(4,1+1) = 0,81.
22

22


β

Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH = 1,02 ( sơ đồ 7).

⇒

aw1 = 43.(4,1+1) = 114,50 mm

Lấy aw1 = 114 mm.
2. Xác định các thơng số ăn khớp:

÷

Mơđun: m = (0,01 0,02).aw1 = (0,01

÷

0,02).114 = 1,14

÷

2,28

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 1.5

Chọn

β = 300 ⇒ cos β = 0,866

Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 tài liệu[1]:

Z1 =

2a w1 . cos β

m(u1 + 1)

=

2.112 .0,866
1,5(4,1 + 1)

= 25,35 lấy Z1 = 25.

Số răng bánh lớn :
Z2 = u1.Z1 = 4,1 .25 = 102,5

lấy Z2 = 103.

Khi đó :
Tỷ số truyền thực sẽ là:

um =

Z2
Z1

=

103
25

= 4,1.

3. Các thông số cơ bản của bộ truyền:

Góc profin gốc:

α = 20 0

(theo TCVN 1065 – 71)

Góc nghiêng răng:
Góc prơfin răng: αt = αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20o/ 0,84 ) ≈
23o

23

23


Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:
tgβb = cos αt.tgβ = cos(23o).tg()= 0,58⇒ βb = 30031
Khoảng cách trục: aw = 114 mm, vì răng nghiêng nên khơng dịch
chỉnh trục.
Môđun:

m = 1,5

Tỷ số truyền

:

Hệ số dịch chỉnh:

um = 4,1

x=0

Số bánh răng: Z1 = 25 ;

Z2 = 103

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta xác định được:
+Đường kính vịng chia:
= 45

(mm)

=184 (mm)
+Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 44,6+ 2.1,5 = 47,6 (mm)
da2 = d2 + 2.m = 183 + 2.1,5 = 186 (mm)
+Đường kính vịng lăn:
dw1 = 2.aw1/(um + 1) = 2.114/(4,1 + 1) = 44,7 (mm)
dw2 = dw1.um = 43,92.4,1 = 183,2 (mm)
+Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m = 44,6 – 2,5.1,5 = 41,6 (mm)
df2 = d2 – 2,5.m = 183– 2,5.1,5 = 180 (mm)
+Chiều rộng vành răng:
bw =

ψ
ba

.aw1 = 0,3.115= 40 (mm)

24

24


+Hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta
có:

εα =

[1,88 – 3,2.(1/Z1 + 1/Z2)].cos

β

= [1,88 – 3,2.(1/25 + 1/103)].0,84
= 1,74
+ Hệ số trùng khớp dọc:
=
+Góc ăn khớp: theo cơng thức 6.27 tài liệu [1] ta có:
ơ== 0,79 =>
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.T1 .K H (u + 1)
≤ [σ H ]
bw .u1 .d w21

Trong đó:

ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo
bảng 6.5 tài liệu [1] ZM = 274 (MPa1/3).
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo cơng thức 6.34
tài liệu [1] ta có:

Zε

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 30031

=1,547

Zε

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

25

25