Đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD đồng trục 2 cấp

Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế sản phẩm với Cad là môn học mới được đưa vào giảng dạy
nhằm hướng dẫn sinh viên các phần mềm Cad, mà chủ yếu giới thiệu cách
thức ứng dụng CAD để thiết kế các sản phẩm cơ khí.

Đồ án môn học là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm.Đồ
án yêu cầu những kiến thức về nguyên lý máy, chi tiết máy, sức bền…để có
thể thực hiện tính toán, lựa chọn các chi tiết, kết cấu phù hợp.Và kết hợp với
phần mềm thiết kế (Inventer) xây dựng cấu trúc 3D và mô phỏng hoạt động
và nguyên lý tháo lắp của cơ cấu cần tính toán (Hộp giảm tốc).

Đây là đồ án quan trọng của sinh viên nghành cơ khí chế tạo máy.Đồ án
giúp sinh viên hiểu sâu hơn về cấu tạo, nguyên lý hoạt động,phương pháp
tính toán thiết kế các chi tiết và biết cách ứng dụng phần mềm thiết kế vào
công việc thiết kế để phục vụ cho công việc thiết kế máy sau này.

Được sự chỉ bảo và giúp đỡ tận tình của Ths.Nguyễn Thị thanh Nga và
Thầy Lê Xuân Hưng, đề tài ‘Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục” của nhóm
chúng em đã được hoàn thành.Chúng em xin chân thành cảm ơn!

Tuy nhiên trong quá trình tính toán thiết kế khong thể tránh khỏi
những sai sót, chúng em rất mong dược sự chỉ bảo và đóng ghóp của thầy
cô và các bạn!

Nhóm sinh viên:

Bùi Văn Mạnh
Lê Đình Minh
Bùi Văn Minh
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

2

PHẦN I
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
 . CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :
1.1 . Chọn kiểu loại động cơ điện :
Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật là
đơn giản song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp
giảm tốc của chúng ta , phù hợp với điều kiện sản xuất , điều kiện kinh tế
Dới đây là 1 vài loại động cơ đang có mặt trên thị trường :
• Động cơ điện một chiều : loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay
đổi trị số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng , đảm bảo khởi động
êm , hãm và đảo chiều dễ dàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành
đắt , khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu , do đó
được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện , thang máy , máy trục ,
các thiết bị thí nghiệm
• Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha
Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia
đình . Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha :đồng bộ và không
đồng bộ .
So với động cơ ba pha không đồng bộ , động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm
hiệu suất và cos cao , hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm : thiết bị tương đối
phức tạp , giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ , do đó
chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) , khi cần
đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc . Động cơ ba pha không

đồng bộ gồm hai kiểu : rôto dây cuốn và rôto lồng sóc . Động cơ ba pha
không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi
nhỏ ( khoảng 5) , có dòng điện mở máy thấp nhưng cos thấp ,giá thành đắt
, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra
vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt . Động cơ ba
pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản , giá thành
hạ , dễ bảo quản , có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi
dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng
bộ , không điều chỉnh được vận tốc .
Từ những ưu , nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta và
được sự chỉ dẫn của thầy cô , em đã chọn Động cơ ba pha không đồng bộ rôto
lồng sóc.

1.2 . Tính chọn công suất và số vòng quay của động cơ:
Động cơ được chọn phải có công suất định mức P
đm
đc
và số vòng quay đồng
bộ thoả mãn điều kiện :
P
đm
đc
 P
ct
đc

Trường hợp tải không đổi : công suất tính toán là công suất làm việc trên trục
máy công tác được xác định theo công thức :
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

3

nd
ct
db
sb
u
n
n
u


 
40836,13
12,56
750

ct
db
sb
n
n
u




lv
P
dc

ct
P


Trong đó : P
ct
đc
là công suất cần thiết trên trục động cơ
P
lv
là công suất làm việc trên trục máy công tác

 
KW
vF
P
t
lv
47,1
1000
98,0.1500
1000
.





: là hiệu suất của hệ thống 


= 
1
.
2
.
3
với 
1
,
2
,
3
là
hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫn động . Chọn
theo bảng 2.3 :
Khớp nối 
k
= 1
Bộ truyền bánh răng trụ 
BR
= 0,98
Một cặp ổ lăn 
Ô
= 0,99
 

=1.0,98
2
.0,99
4

=0.922
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là :
 
KWP
dc
ct
595,1
922,0
47,1


1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : n
đb

Chọn n
đb
phải thoả mãn điều kiện :




Với: u
nd
: Tỷ số truyền nên dùng
Ta có: u
nd
= (8  40 ) tra bảng
n
ct
: số vòng quay trên trục công tác

Ta có :

)/(12,56
05,19.55
98,0.10.6010.60
33
phv
D
v
n
ct



Chọn n
đb
=750 (v/ph)
Ta có :



Chọn N
sb
=750 (v/ph)

1.4 Chọn động cơ:
Từ bảng P1.3 sẽ chọn loại động cơ 4A
Loại động cơ
Vận tốc
quay

(v/ph)
Côngsuất
(kw)
Cos
T
max
/T
dn

T
k
/T
dn

4A112MA8Y3
705
2,2
0,71
2.2
1,8
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

4

1.5. 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 thắng sức
ỳ của hệ thống . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:
(*)PP
dc

cbd
dc
mm


Trong đó : P
dc
mm
: là công suất mở máy của động cơ
P
dc
mm
= K
mm
P
đm
dc
=
dn
K
T
T
.P
dc
dm
= 1,8.1,7 = 3,06 (kw)
K
mm
: Hệ số mở máy của động cơ.
P

dc
cbd
: là công suất cản ban đầu trên trục động cơ
P
dc
cb d
= K
bd
.P
dc
ct
= 1,57.1,595 = 2,5 (kw)
Vậy điều kiện (*) thoả mãn.
b . Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ :
Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra điều kiện quá tải
cho động cơ vì trong suốt quá trình làm việc tải trọng không thể lớn hơn được
công suất cho phép .

II . PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :
Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống :
56,12
12,56
705


ct
dc
n
n
u

Trong đó : n
đc
là số vòng quay của động cơ
n
ct
là số vòng quay của trục công tác n
ct
= 56,12 (v/ph)
Mà :
hng
uuu .


u
ng
: tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp.( U
ng
=1)
u
h
: tỷ số truyền bộ truyền trong hộp giảm tốc.
u
h
= u
1
.u
2

u

1
: tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh
u
2
: tỷ số truyền bộ truyền cấp chậm.
2.1 . Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
Vì không có bộ truyền ngoài nên U
ng
=1 và khi đó u
h
= u


Vì là hộp giảm tốc bánh răng đồng trục nên : a
w1
= a
w2

Do đó chọn :
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

5


81,65,256,12.033,0)4,056,12.9,7.()
2,1
1
.(34,1
5,2.033,0)4,0.9,7.().(34,1
43,047,0

43,047,0
2
1
1


hh
ba
ba
uuu



84,1
81,6
56,12
1
2

u
u
u
h


III . XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC :
3.1 . Tốc độ quay của các trục :
Tốc độ quay của trục I : n
I
=

705
1
705

kn
dc
u
n
(v/ph) (u
kn
= 1)
Tốc độ quay của trục II : n
II
=
81,6
705
1

u
n
I
= 103,52 (v/ph)
Tốc độ quay của trục III : n
III
=
26,56
84,1
52,103
2


u
n
II
(v/ph)
Tốc độ quay của trục IV: n
IV
= n
III
= 56,26 (v/ph)
3.2 . Tính công suất danh nghĩa trên các trục :
P
i
= P
i-1
.
i-1,i

Công suất trên trục động cơ :



Công suất trên trục I
P
I
= P
dc
ct
.
KN
.

Ô
= 1,595. 1 . 0,99 = 1.579 (kw)
Công suất trên trục II :
P
II
= P
I
.
BRN
.
Ô
= 1,579.0,98.0,99=1.532(kw)
Công suất trên trục III :
P
III
= P
II
. 
BRC
.
Ô
=1,532. 0,98 . 0,99 = 1,486 (kw)
Công suất trên trục IV :
P
IV
= P
III
.
Ô
= 1,397 . 0,99 = 1.471 (kw)

)(595,1 kw
P
P
lv
dc
ct



Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

6

3.3 . Tính mômen xoắn trên các trục :
T = 9,55 . 10
6
.
i
i
n
P

Trục động cơ : T
đc
= 9,55 . 10
6
.
705
595,1
= 21606,03(N.mm)

Trục I : T
I
= 9,55 . 10
6
.
705
579,1
= 21389,29 (N.mm)
Trục II : T
II
= 9,55 . 10
6
.
52,103
532,1
= 141331,14 (N.mm)
Trục III : T
III
= 9,55 . 10
6
.
26,56
486,1
= 249189,48 (N.mm)
Trục IV : T
IV
= 9,55 . 10
6
.
26,56

471,1
= 249698,72 (N.mm)


3.4 Lập bảng thông số khi làm việc:



Tốc độ quay
(v/ph)
Tỷ số truyền
Công suất
(kw)
Momen xoắn
(N.mm)
Trục đc
705
1
1,595
21606,03
Trục I
705
1,579
21389,29
6,81
Trục II
103,52
1,532
141331,14
1,84

Trục III
56,26
1,486
249189,48
1
Trục IV
56,26
1,471
249698,72
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

7

PHẦN II
A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
1.1 . Chọn vật liệu :
Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là thép
nhóm I có độ rắn HB<350 . Khi đó Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải
thiện. Vì độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác, đồng thời bộ truyền có
khả năng chạy mòn cao.
Cụ thể, tra Bảng 6.1 ta chọn :
Loại bánh
răng
Nhãn hiệu
thép
Nhiệt
luyện
Độ rắn

Giới hạn
bền
b


(MPa)
Giới hạn
chảy
ch


(Mpa)
Nhỏ
45
Tôi cải
thiện
HB
241…285
850
580
Lớn
45
Tôi cải
thiện
HB
192…240
750
450

1.2 . Xác định ứng suất cho phép :

Công thức:
 
HLxHVR
H
o
limH
H
KKZZ.
S
σ
σ 


 
FLFCxFSR
F
o
limF
F
KKKYY.
S
σ
σ 

Với :
Z
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
V

: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
K
HL
, K
FL
: Hệ số tuổi thọ
Y
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
S
: Hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu tới sự tập trung ứng suất
K
xF
: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn
S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, uốn
K
FC
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải.
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy






1KYY
1KZZ
xFSR
xHVR

Công thức (2.1) sẽ là:
 
HL
H
o
limH
H
K.
S
σ
σ 

(2.1)
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

8


 
FLFC
F
o
limF

F
KK.
S
σ
σ 

Tra bảng 6.2 Trị số của
0
limH

và
0
limF

ứng với số chu kì cơ sở ta chọn :
ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limH
σ
=2HB + 70
hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc:
H
S
=1,1
ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limF
σ
=1,8HB
hệ số an toàn khi tính về uốn :

F
S
=1,75
chọn độ rắn bánh răng nhỏ :
3
HB
=245
chọn độ rắn bánh răng lớn :
4
HB
=230
Nh vậy :
0
3limH
σ
= 2HB
3
+ 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)

0
4limH

= 2HB
4
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

0
3limF

= 1,8HB

3
= 1,8.245 = 441 (MPa)

0
4limF

= 1,8HB
4
= 1,8.230 = 414 (MPa)
Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh
hưởng đặt tải
FC
K
=1.
Các hệ số K
HL
, K
FL
tính theo công thức:
FH
m
FE
Fo
FL
m
HE
Ho
HL
N
N

K;
N
N
K 

Với: m
H
, m
F
: là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn
Vì HB  350 nên ta có m
H
= m
F
= 6
N
Ho
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về tiếp xúc
N
Ho
= 30HB
2,4
(HB là độ rắn Brinen)
Vậy ta có : Bánh nhỏ N
Ho3
= 30.245
2,4
= 16,26.10
6

Bánh lớn N
Ho4
= 30.230
2,4
= 13,97.10
6

N
Fo
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn
N
Fo
= 4.10
6
với tất cả các loại thép
N
HE
, N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Vì tải không đổi nên ta có: N
HE
= N
FE
= 60.c.n.t


Với : c : số lần ăn khớp trong một vòng quay
c = 1 (vì tải trọng quay 1 chiều nên trong 1 vòng quay 1 đôi
răng ăn khớp 1 lần).

n : số vòng quay trong 1 phút
t

: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
ta có:
)(23360
3
1
.24.8,0.365.10 ht 


Vậy ta có:
N
HE3
= N
FE3
= 60 . 1 . 23360 . 103,52=145,09.10
6

N
HE4
= N
FE4
= 60 . 1 . 23360. 56,26=78,8510
6
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

9

Ta thấy: N
HE
> N
HO
; N
FE
> N
Fo

Nên ta chọn N
HE
= N
Ho
; N
FE
= N
Fo

K
HL
= K
FL
= 1 Vậy ta có ứng suất cho phép :



Chọn cặp bánh răng cấp chậm là cặp bánh răng trụ răng nghiêng (để đảm bảo
tối ưu về kích thước kết cấu hộp giảm tốc)

Vì bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có :

ứng suất tiếp xúc cho phép :

 
   
 
min
43
25,1)(45.495
2
82.48109,509
2
H
HH
H
MPa










ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :


 

 
)(1260450.8,28,2
)(1624580.8,28,2
4
max
4
3
max
3
MPa
MPa
chH
chH





ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

 
 
)MPa(360450.8,08,0
)MPa(464580.8,08,0
4ch
max
4F
3ch
max
3F



σσ
σσ


1.3 . Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :
a. Khoảng cách trục:
Vì là Hộp gảm tốc bánh răng đồng trục nên ta có khoảng cách trục cấp chậm
cũng như cấp nhanh.
Do cấp chậm chịu mô men xoắn lớn nên sẽ tính toán a
w
cho cấp chậm rồi cấp
nhanh sẽ lấy theo cấp chậm để bảo đảm độ bền trục.
3
ba2
2
H
H2
2aw
.u.][
K.T
).1u(Ka
ψσ
β


trong đó :
 
 

 
 
)(5,236
75,1
1*1*414
)(252
75,1
1*1*441
)(82,481
1,1
1*530
)(09,509
1,1
1*560
4
3
4
3
MPa
MPa
MPa
MPa
F
F
H
H









Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
0


ba
: hệ số chiều rộng vành răng, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng
cách trục. Tra Bảng 6.6 (tr 95) ta chọn 
ba
= 0,3.
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5 ta chọn K
a
= 43 MPa
1/3
.
K
H
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
Với hệ số 
bd
= 0,5.

ba
.(u
2
+1) = 0,5.0,3.(1,84+1) = 0,426
tra Bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng K
H
ta chọn K
H
= 1,03 (sơ đồ 4).
)(07,125
3,0.84,1.45,495
03,1.14,141331
).184,1(43
3
2
mma
w


Chọn lấy a
w
= 125 (mm)
b. Xác định các thông số ăn khớp :
• Môđun m
n
= (0,01

0,02).a
w

= (0,01

0,02).125 = (1,25

2,5)
• Tra Bảng Trị số tiêu chuẩn của môđun ta chọn môđun pháp m
n
= 2 (mm)
• Chiều rộng vành răng : b
W
= a
W
.
ba
= 125.0,3 = 37,5 chọn b
W
= 40(mm)
• Xác định số răng Z
1
, Z
2
, góc nghiêng , hệ số dịch chỉnh x:
Công thức quan hệ :
   
ββ cos2
1uZm
cos2
ZZm
a
21n21n

w





Chọn sơ bộ  = 10
0
do đó cos = 0,9848
số bánh răng nhỏ :
34,43
)184,1(2
10cos125.2
)1(
cos2
2
3






um
a
Z
n
W


Chọn Z
3
= 43 răng
Z
4
= u
2
.Z
3
= 1,84 . 43 = 79,12
Chọn Z
4
= 79 răng
• Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
837,1
43
79
3
4

Z
Z
u
t

- Góc nghiêng :
976,0
125.2
)7943(2
2

)(
cos
43





W
n
a
ZZm


  =
41'3412
0

1.4 . Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền cấp chậm phải thoả
mãn điều kiện :
 
H
2
3wtw
tH2
HMH
d.u.b
)1u.(K.T.2
.Z.Z.Z σσ

ε




Trong đó :
Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
tra trong Bảng 6.5 được Z
M
= 274 (MPa
1/3
) .
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
1

Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
tw
b
H
.2sin
cos.2
Z
α
β




b
là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở: tg
b
= cos
t
.tg

t
=arctg
''41'3412cos
20
cos 


tgtg


=
''5'2720
0

 tg
b
= cos(
5'2720
0
).tg(

41'3412
0
) = 0,209  
b
= 11
0
48’29
đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh thì : 
tw
= 
t
=
''5'2720
0

727,1
)5'2720.2sin(
41'3412cos.2
0
0

H
Z

Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng theo công thức 6.36c:

α
ε

ε
1
Z 
vì 

=
386,1
.2
41'3412sin.40
.
sin.
0



m
b
w
> 1,1


=
''41'3412cos
79
1
43
1
2,388,1cos
11
2,388,1

0
21






























ZZ

=1,72



762,0
72,1
1


Z

K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
HvHHH
K.K.KK
αβ

.
trong đó : K
H
= 1,03 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 4 )
K
H
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp
Vận tốc vòng của bánh răng tại điểm ăn khớp:

d
w3
=
)1(
.2
3

t
w
u
a
=
1837,1
125.2

=88,12mm)
4)/(478.0
60000
52,103.12,88.14,3
10.6

4
23
 sm
nd
v
w


Tra Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng: với v < 4 (m/s)  cấp

chính xác của bánh răng là 9.
Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của các đôi răng
đồng thời ăn khớp ta được K
H
= 1,13.
K
Hv
: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1 +
αβ HH2
3wwH
KKT2
dbv

với v
H
= 
H
.g
0
.v
t
W
u
a
= 0,002 . 73 . 0,478 .
837,1
125

=0. 576
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
2

(trong đó 
H
là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng
6.15 được 
H
= 0,002; g
0
là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng bánh 3
và 4 , tra trong bảng 6.16 được g
0
= 73)
Mà v
Hmax
= 700 >> v
H
vậy thoả mãn yêu cầu.
17,1
14,141331.2
12,88.40.576,0
03,1.13,1
2
2
33


T
dbv
KKK
wwH
HHH


Vậy ta có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
)(37,462
12,88.837,1.40
)1837,1(17,1.14,141331.2
.762,0.727,1.274
2
MPa
H





•Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[
H
]
CX
= [
H
].Z
v
.Z

R
.K
xH
Trong đó : [
H
] = 495,45 (MPa)
Với v = 0,69 (m/s) lấy Z
v
= 1
Đường kính vòng đỉnh d
a
=46,67 < 700 (mm)  lấy K
xH
= 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)  lấy Z
R
= 0,95
 [
H
]
CX
= 495.45. 1 . 1 . 0,95 = 470.67 (MPa)
Nh vậy 
H
< [
H
]

CX
do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc
chênh lệch:
%4%79,1%100*
37,462
67,47037,462][





H
cxHH
H




Vậy răng thoả mãn điều kiện tiếp xúc
1.5 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
được vượt quá giá trị ứng suất uốn cho phép :

][
m.d.b
Y.Y.Y.K.T.2
3F
3w3w
3FF2
3F

σσ
βε



 
4F
3F
4F3F
4F
Y
Y.
σ
σ
σ 

Trong đó :
T
2
: mômen xoắn trên bánh chủ động T
2
= 141331,14 (N.mm)
m : mô đun pháp m =2 (mm)
vành răng b
W3
: chiều rộng b
W3
= 40 (mm)
d
W3

: đường kính vòng lăn bánh chủ động d
W3
= 88,12 (mm)
Y

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y

=


1
=
72,1
1
= 0,58
Y

: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
140
578,12
1
140
1
00



Y
= 0,91
Y

F3
, Y
F4
: là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, chúng phụ thuộc vào số răng
tương đương và hệ số dịch chỉnh
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
3

Số răng tương đương : Z
v3
=
β
3
cos
3Z
=
3
)976,0(
43
= 46,25
Z
v4
=
β
3
4
cos
Z

=
3
)976,0(
79
= 84,97
Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra Bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : Y
F3
= 3,67
Y
F4
= 3,61
Tra Bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng được K
F
= 1,06
Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng K
F
= 1,37
(v < 5 (m/s))
K
Fv
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn
K
Fv
= 1 +
αβ
ν

FF2
3W3WF
KKT2
db

với

F
= 
F
g
0
v
tW
u/a
= 0,006.73.0,478
837,1
125
= 1,73
 K
Fv
= 1 +
37,1.06,1.14,141331.2
12,88.40.73,1
= 1,015
Hệ số tải trọng khi tính về uốn
47,1015,1.37,1.06,1 
FvFFF
KKKK


.
*ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
)(17,114
2.12,88.40
67,3.91,0.58,0.47,1.14,141331.2

2
33
32
3
MPA
mdb
YYYKT
ww
FF
F




*ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
)(3,112
67,3
61,3.17,114
.
3
43
4
MPa
Y

Y
F
FF
F




* Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :
với m = 2(mm)  Y
S
= 1,08 – 0,0695ln( 2 ) = 1,032
Y
R
= 1 : phụ thuộc độ nhám
K
xF
= 1 vì d
a
< 400(mm)
[
F3
]
CX
= [
F3
]Y
R
Y
S

K
xF
= 252.1.1,032.1 = 260,064 (MPa) > 
F3
[
F4
]
CX
= [
F4
]Y
R
Y
S
K
xF
= 226,5.1.1,032.1 = 233,748 (MPa) > 
F4
 Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
4


1.6: Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với
hệ số quá tải
57,1
bdqt

KK

• ứng suất tiếp xúc cực đại :
)(34,57957,1.37,462.
max
MPaK
qtHH


< [
H
]
max
= 1624 (MPa)
thoả mãn điều kiện tránh biến dạng hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
• ứng suất uốn cực đại :
MPaK
qtFF
247,17957,1.17,114.
3max3


< [
F3
]
max
= 464 (MPa)

311,17657,1.3,112.
4max4


qtFF
K

< [
F4
]
max
= 360 (MPa)
=> đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng.

1.7:Tính các thông số khác:
• Khoảng cách trục chia : a = a
w
= 125 mm
Đường kính chia :
)(89,161
41'3412cos
79.2
cos
)(11,88
41'3412cos
43.2
cos
4
4
3
3
mm

Zm
d
mm
Zm
d
n
n









•Đường kính chân răng :
39,1595,289,1615,2
61,855,211,885,2
44
33


dd
dd
f
f

• Đường kính đỉnh răng :
)(89,1652.289,1612
)(11,922.211,882
44
33
mmmdd
mmmdd
na
na



•Đường kính lăn :
88,16112,88.837,1.
12,88
1837,1
125.2
1
.2
34
3






dud
u

a
d
tw
t
w
w

Góc profin gốc ( góc áp lực ) :  = 20
0


+ Đường kính cơ sở :
)(12,15220cos89,161cos
)(79,8220cos.11,88cos
0
44
0
33
mmdd
mmdd
b
b





+ Góc profin răng :
''5'2720
41'3412cos

20
cos
0
0




















tg
arctg
tg
arctg
t





+ Góc ăn khớp :
''5'2720
0

ttw


Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
5


1.7 Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
Thông số
Giá trị
đơn vị
Thông số
Giá trị
đơn vị
a
w
125
Mm
h
4,5
mm


ba
0,3


''41'3412

độ
b
w3
40
Mm

20
độ
b
w4

35
Mm

t
= 
tw
''5'2720

độ
Z
3
43

Răng
d
a3
92,11
mm
Z
4
79
Răng
d
a4
165,89
mm
u
t
1,837

d
f3
85,61
mm
m
n
2
Mm
d
f4
159,39
mm
d

3
88,11
Mm
d
b3
82,79
mm
d
4
161,89
Mm
d
b4
152,1
mm
d
w3
88,12
Mm



d
w4
161,88
Mm

Bộ truyền bánh răng cấp chậm thực hiện trên Inventer:
Thông số cặp bánh răng:






Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
6

Bộ truyền bánh răng cấp chậm:




II : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH :
2.1 . Chọn vật liệu :
Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là thép
nhóm I có độ rắn HB<350 . Khi đó Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải
thiện. Vì độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác, đồng thời bộ truyền có
khả năng chạy mòn cao.
Cụ thể, tra Bảng 6.1 ta chọn :
Loại bánh
răng
Nhãn hiệu
thép
Nhiệt

luyện
Độ rắn
Giới hạn
bền
b


(MPa)
Giới hạn
chảy
ch


(Mpa)
Nhỏ
45
Tôi cải
thiện
HB
241…285
850
580
Lớn
45
Tôi cải
thiện
HB
192…240
750
450

2.2 . Xác định ứng suất cho phép :
Công thức:
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
7

 
HLxHVR
H
o
limH
H
KKZZ.
S
σ
σ 


 
FLFCxFSR
F
o
limF
F
KKKYY.
S
σ
σ 

Với :
Z
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
V
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
K
HL
, K
FL
: Hệ số tuổi thọ
Y
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
S
: Hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu tới sự tập trung ứng suất
K
xF
: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn
S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, uốn

K
FC
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải.
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy





1KYY
1KZZ
xFSR
xHVR

Công thức (2.1) sẽ là:
 
HL
H
o
limH
H
K.
S
σ
σ 


 
FLFC
F

o
limF
F
KK.
S
σ
σ 

Tra bảng 6.2 Trị số của
0
limH

và
0
limF


ứng với số chu kì cơ sở ta chọn :
ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limH
σ
=2HB + 70
hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc:
H
S
=1,1
ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở:
0
limF

σ
=1,8HB
hệ số an toàn khi tính về uốn:
F
S
=1,75
chọn độ rắn bánh răng nhỏ:
1
HB
=245
chọn độ rắn bánh răng lớn:
2
HB
=230
Như vậy :
0
1limH

= 2HB
1
+ 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)

0
2limH

= 2HB
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

0

1limF

= 1,8HB
1
= 1,8.245 = 441 (MPa)

0
2limF

= 1,8HB
2
= 1,8.230 = 414 (MPa)
Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh
hưởng đặt tải
FC
K
=1.
Các hệ số K
HL
, K
FL
tính theo công thức:
FH
m
FE
Fo
FL
m
HE
Ho

HL
N
N
K;
N
N
K 

Với: m
H
, m
F
: là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn
(2.1)
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
8

Vì HB  350 nên ta có m
H
= m
F
= 6
N
Ho
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về tiếp xúc
N
Ho
= 30HB

2,4
(HB là độ rắn Brinen)
Vậy ta có : Bánh nhỏ N
Ho1
= 30.245
2,4
= 16,26.10
6

Bánh lớn N
Ho2
= 30.230
2,4
= 13,97.10
6

N
Fo
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn
N
Fo
= 4.10
6
với tất cả các loại thép
N
HE
, N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Vì tải không đổi nên ta có: N

HE
= N
FE
= 60.c.n.t


Với : c : số lần ăn khớp trong một vòng quay
c = 1 (vì tải trọng quay 1 chiều nên trong 1 vòng quay 1 đôi
răng ăn khớp 1 lần).
n : số vòng quay trong 1 phút
t

: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
ta có:
)(23360
3
1
.24.8,0.365.10 ht 


Vậy ta có:
N
HE1
= N
FE1
= 60 . 1 . 23360 . 103,52=145,09.10
6

N
HE2

= N
FE2
= 60 . 1 . 23360. 56,26=78,8510
6

Ta thấy: N
HE
> N
HO
; N
FE
> N
Fo

Nên ta chọn N
HE
= N
Ho
; N
FE
= N
Fo

K
HL
= K
FL
= 1 Vậy ta có ứng suất cho phép :

Chọn cặp bánh răng cấp chậm là cặp bánh răng trụ răng nghiêng (để đảm bảo
tối ưu về kích thước kết cấu hộp giảm tốc)

Vì bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có :

ứng suất tiếp xúc cho phép :

 
 
 
 
)(5,236
75,1
1*1*414
)(252
75,1
1*1*441
)(82,481
1,1
1*530
)(09,509
1,1
1*560
2
1
2
1

MPa
MPa
MPa
MPa
F
F
H
H








Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
9

 
   
 
min
21
25,1)(45.495
2
82.48109,509
2

H
HH
H
MPa










ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :


 
 
)(1260450.8,28,2
)(1624580.8,28,2
4
max
2
3
max
1
MPa
MPa
chH

chH





ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

 
 
)(360450.8,08,0
)(464580.8,08,0
4
max
2
3
max
1
MPa
MPa
chF
chF





2.3 . Xác định các thông số cơ bản :
• Khoảng cách trục: a
w

= 125 (mm) (đã tính ở cấp chậm)
* 
ba
: ta chọn 
ba
= 0,25
• Chiều rộng vành răng : b
W
= a
W
.
ba
= 125.0,25 = 31,25 chọn b
W
= 35(mm)
• Xác định các thông số ăn khớp :
- Môđun m
n
= 1,5
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5 ta chọn K
a
= 43 MPa
1/3
.
K
H
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc.
Với hệ số 
bd
= 0,5.
ba
.(u
1
+1) = 0,5.0,25.(6,81+1) = 0,976
tra Bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng K
H
ta chọn K
H
= 1,067 (sơ đồ 5).
• Xác định số răng Z
1
, Z
2
, góc nghiêng , hệ số dịch chỉnh x:
Công thức quan hệ :
   
ββ cos2
1uZm
cos2
ZZm
a
21n21n
w






Chọn sơ bộ  = 10
0
do đó cos = 0,9848
số bánh răng nhỏ :
016,21
)181,6(5,1
10cos125.2
)1(
cos2
2
3






um
a
Z
n
W


Chọn Z
1
= 21 răng

Z
2
= u
1
.Z
1
= 6,81 . 21 = 143,01
Chọn Z
4
= 143 răng
• Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
809,6
21
143
1
2

Z
Z
u
t

- Góc nghiêng :
984,0
125.2
)14321(5,1
2
)(
cos
21






W
n
a
ZZm


  =
''47'1510

2.4 . Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

2
0

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền cấp chậm phải thoả
mãn điều kiện :
 
H
wtw
tH
HMH
dub
uKT
ZZZ






2
1
1

)1.( 2


Trong đó :
Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
tra trong Bảng 6.5 đợc Z
M
= 274 (MPa
1/3
) .
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
tw
b
H
.2sin
cos.2
Z

α
β



b
là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở: tg
b
= cos
t
.tg

t
=arctg
''47'1510cos
20
cos 


tgtg


=
''55'1720
0

 tg
b
= cos(
55'1720

0
).tg(
47'1510
0
) = 0,1698  
b
= 9
0
38’16
đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh thì : 
tw
= 
t
=
''55'1720
0

74,1
)''55'1720.2sin(
''16'389cos.2
0
0

H
Z

Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng theo công thức 6.36c:

α
ε
ε
1
Z 
vì 

=
32,1
.5,1
47'1510sin.35
.
sin.
0



m
b
w
> 1,1


=
''47'1510cos
143
1
21
1
2,388,1cos

11
2,388,1
0
21






























ZZ

=1,678



77,0
678,1
1


Z

K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
HvHHH
K.K.KK
αβ

.
trong đó : K
H
= 1,067 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 5 )
K
H
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp
Vận tốc vòng của bánh răng tại điểm ăn khớp:
d
w1
=
)1(
.2
1
1

t
w
u
a
=
1809,6
125.2

=32,01(mm)
4)/(18,1
60000
705.01,32.14,3
10.6

4
11
 sm
nd
v
w



Tra Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng: với v < 4 (m/s)  cấp
chính xác của bánh răng là 9.
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

2
1

Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của các đôi răng
đồng thời ăn khớp ta được K
H
= 1,13.
K
Hv
: là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1 +
αβ HH2
3wwH
KKT2
dbv

với v
H
= 
H
.g
0

.v
t
W
u
a
= 0,002 . 73 . 1,18 .
809,6
125
=0. 74
(trong đó 
H
là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng
6.15 đợc 
H
= 0,002; g
0
là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng bánh 1
và 2 , tra trong bảng 6.16 được g
0
= 73)
Mà v
Hmax
= 700 >> v
H
vậy thoả mãn yêu cầu.
225,1
29,21389.2
01,32.35.74,0
.067,1.13,1
2

1
11

T
dbv
KKK
wwH
HHH


Vậy ta có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
)(23,475
01,32.809,6.35
)1809,6.(225,1.29,21389.2
.77,0.74,1.274
2
MPa
H





• Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[
H
]
CX
= [
H

].Z
v
.Z
R
.K
xH
Trong đó : [
H
] = 495,75 (MPa)
Với v = 1,2 (m/s) lấy Z
v
= 1
Đường kính vòng đỉnh d
a
< 700 (mm)  lấy K
xH
= 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)  lấy Z
R
= 0,95
 [
H
]
CX
= 495,45. 1 . 1 . 0,95 = 470,68 (MPa)
Như vậy 
H

< [
H
]
CX
do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc
chênh lệch:
%4%96,0%100*
23,475
68,47023,475][





H
cxHH
H




Vậy răng thoả mãn điều kiện tiếp xúc
2.5 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
được vượt quá giá trị ứng suất uốn cho phép :

][

2
1

11
11
1 F
ww
FF
F
mdb
YYYKT





 
2
1
21
2
.
F
F
FF
F
Y
Y





Trong đó :
T
1
: mômen xoắn trên bánh chủ động T
1
= 21389,29 (N.mm)
m : mô dun pháp m =1,5 (mm)
b
W1
: chiều rộng vành răng b
W1
= 35 (mm)
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

2
2

d
W1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động d
W1
= 32,01 (mm)
Y

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y

=


1

=
678,1
1
= 0,596
Y

: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
140
263,10
1
140
1
00



Y
= 0,927
Y
F3
, Y
F4
: là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, chúng phụ thuộc vào số răng
tương đương và hệ số dịch chỉnh
Số răng tương đương : Z
v1
=

3
1

cos
Z
=
47'1510cos
21
3

= 22,04
Z
v2
=

3
2
cos
Z
=
47'1510cos
143
3

= 150,09
Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra Bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : Y
F1
= 4
Y
F2
= 3,6
Tra Bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng được K
F
= 1,16
Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng K
F
= 1,37 (v < 2,5(m/s)
K
Fv
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
K
Fv
= 1 +


FF
WWF
KKT
db
1
11
2

với

F
= 
F
g
0

v
tW
u/a
= 0,006.73.1,18
809,6
125
= 2,21
 K
Fv
= 1 +
37,1.16,1.29,21389.2
01,32.35.21,2
= 1,036
Hệ số tải trọng khi tính về uốn
65,1036,1.37,1.16,1 
FvFFF
KKKK

.
*Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
)(82,92
5,1.01,32.35
4.927,0.596,0.65,1.29,21389.2

2
11
11
1
MPA
mdb

YYYKT
ww
FF
F




* Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
)(538,83
4
6,3.82,92
.
1
21
2
MPa
Y
Y
F
FF
F




* Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :
với m = 2(mm)  Y
S
= 1,08 – 0,0695ln( 1,5 ) = 1,052

Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

2
3

Y
R
= 1 : phụ thuộc độ nhám
K
xF
= 1 vì d
a
< 400(mm)
[
F1
]
CX
= [
F1
]Y
R
Y
S
K
xF
= 252.1.1,052.1 = 265,104 (MPa) > 
F1
[
F2
]

CX
= [
F2
]Y
R
Y
S
K
xF
= 236,5.1.1,052.1 = 248,798 (MPa) > 
F2
 Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

2.6: Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với
hệ số quá tải
57,1
bdqt
KK

•Ứng suất tiếp xúc cực đại :
)(46,59557,1.23,475.
max
MPaK
qtHH


< [
H

]
max
= 1624 (MPa)
thoả mãn điều kiện tránh biến dạng hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
• Ứng suất uốn cực đại :
)(73,14557,1.82,92.
1max1
MPaK
qtFF


< [
F1
]
max
= 464 (MPa)

15,13157,1.538,83.
2max2

qtFF
K

< [
F2
]
max
= 360 (MPa)
=> đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn
chân răng.

2.6. Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh:
Khoảng cách trục chia : a = a
w
= 125 mm
Đường kính chia :
)99,217
47'1510cos
143.5,1
cos
)(01,32
47'1510cos
21.5,1
cos
4
2
1
1
mm
Zm
d
mm
Zm
d
n
n










•Đường kính chân răng :
49,2155,299,2175,2
51,295,201,325,2
22
11


dd
dd
f
f




•Đường kính đỉnh răng :
)(99,2185,1.299,2152
)(01,355,1.201,322
21
11
mmmdd
mmmdd
na
na



Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

2
4

•Đường kính lăn :
96,21701,32.809,6.
)(01,32
1809,6
125.2
1
.2
32
1






dud
mm
u
a
d
tw
t
w

w

Góc profin gốc ( góc áp lực ) :  = 20
0


+ Đường kính cơ sở :
)(84,20420cos99,217cos
)(08,3020cos.01,32cos
0
22
0
11
mmdd
mmdd
b
b





+ Góc profin răng :
''55'1720
47'1510cos
20
cos
0
0





















tg
arctg
tg
arctg
t




+ Góc ăn khớp :
''55'1720

0

ttw



Ta có hộp giảm tốc đồng tục nên các thông số cấp chậm tương tự như cấp
nhanh nên ta có bảng thông số :

Thông số
Giá trị
đơn vị
Thông số
Giá trị
đơn vị
a
w
125
mm
h
3,375
mm

ba
0,25


''47'1510

độ

b
w1
35
mm

20
độ
b
w2

30
mm

t
= 
tw
''55'1720

độ
Z
1
21
Răng
d
a1
35,01
mm
Z
2
143

Răng
d
a2
218,99
mm
u
t
6,809

d
f1
29,51
mm
m
n
1,5
mm
d
f2
215,49
mm
D
1
32,01
mm
d
b1
30,08
mm
D

2
217,99
mm
d
b2
204,84
mm
d
w1
32,01
mm



d
w2
217,99
mm




Bộ truyền bánh răng cấp nhanh thực hiện trên Inventer:
Thông số bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

2
5

Bộ truyền bánh răng cấp nhanh: