ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY: THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY:
THIẾT KẾ HỆ THỐNG
TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
1
Bộ công nghiệp
Trường Đại học Công nghiệp Tp HCM
Khoa Cơ khí
Bộ môn Cơ sở thiết kế máy
ĐỒ ÁN MƠN HỌC
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Nhóm sinh viên thực hiện:
1.Trương Minh Tồn MSSV: 0609150
2. Bùi Thế Toại MSSV: 0502890
3. Phạm Cơng Trịnh MSSV: 0503039
4.Lê Văn Trọng MSSV: 0503494
ĐỀ TÀI
Đề số 4: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án số: 13
Hệ thống dẫn động xích tải gồm:
1- Động cơ điện; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng
trục; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
2
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, F(N) :4000
Vận tốc xích tải, v(m/s) : 1,2
Số răng đóa xích tải dẫn, z (răng) : 9

Bước xích tải, p(mm) : 110
Thời gian phục vụ, L(năm): 5
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T
1
= T ; T
2
=0,9T ; T
3
=0,8T ; t
1
=36 giây ; t
2
= 15 giây ; t
3
=12giây
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
3
YÊU CẦU
01 thuyết minh; 01 bản vẽ lắp A
0
; 01 bản vẽ chi tiết.
NỘI DUNG THUYẾT MINH
1 Tìm hiểu hệ thống truyền động máy.
2 Xác đònh công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.
3 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
 Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng).
 Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít).

 Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trò các lực.
 Tính toán thiết kế trục và then.
 Chọn ổ lăn và nối trục.
 Chọn thân hộp, bulông và các chi tiết phụ khác.
4 Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép.
5 Tài liệu tham khảo.
TIẾN ĐỘ THỰC HIỆN
Tuần
lễ
Nội dung thực hiện
1 Nhận đề tài, phổ biến nội dung ĐAMH.
2 Tìm hiểu truyền động cơ khí trong máy.
Xác đònh công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền.
3-6 Tính toán thiết kế các chi tiết máy: các bộ truyền, trục (bố trí các chi tiết lắp
trên trục), chọn ổ, then, nối trục đàn hồi, thân HGT, chọn bulông và các chi
tiết phụ khác.
7-8 Vẽ phác thảo và hoàn chỉnh kết cấu trên bản vẽ phác.
9-12 Vẽ hoàn thiện bản vẽ lắp HGT.
13-14 Vẽ 01 bản vẽ chi tiết, hoàn thành tài liệu thiết kế (thuyết minh, bản vẽ).
GVHD ký duyệt.
15 Bảo vệ.
Các Thơng số thiết kế:
+ Lực vòng trên xích tải: P = 4000 (N)
+ vận tốc xích tải: v = 1,2 (m/s)
Số răng đóa xích tải dẫn, z (răng) : 9
Bước xích tải, p(mm) : 110
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
4
Thời gian phục vụ, L(năm): 5

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T
1
= T ; T
2
=0,9T ; T
3
=0,8T ; t
1
=36giây ; t
2
= 15 giây ; t
3
=12giây
I.CHỌN ĐỘNG CƠ:
Gọi N: là cơng suất trên xích tải.

: Hiệu suất chung của hệ dẫn động
N
ct
: Cơng suất làm việc
Ta có:

td
ct
N
N 
Do động cơ làm việc với tải trọng thay đổi nên ta cần tính cơng suất làm việc ổn định của
động cơ:

Theo u cầu của đề ta có:
NNNNNNTTTTTT 8,0;9,0;8,0;9,0;
321321

Trong đó:
8.4
1000
2,14000
1000





vP
N
(KW)
Như vậy cơng suất tương đương của động cơ khi làm việc ở chế đọ tải thay đổi là:
(KW)52.4
121536
12)8.48,0(15)8.49,0(368.4
222
321
3
2
32
2
21
2
1









ttt
tNtNtN
N
td
Hiệu suất của hệ truyền động:


=
=


d
.
.


2
2
br
.
.



5
5
ol
.
.


kn.
Theo bảng (2-1) ta có:
d

=
=
0
0
,
,
9
9
6
6
→
→
H
H
i
i
ệ
ệ

u
u
s
s
u
u
ấ
ấ
t
t
b
b
ộ
ộ
t
t
r
r
u
u
y
y
ề
ề
n
n
đ
đ
a
a

i
i
br

=
=
0
0
,
,
9
9
8
8
→
→
H
H
i
i
ệ
ệ
u
u
s
s
u
u
ấ
ấ

t
t
b
b
ộ
ộ
t
t
r
r
u
u
y
y
ề
ề
n
n
m
m
ộ
ộ
t
t
c
c
ặ
ặ
p
p

b
b
á
á
n
n
h
h
r
r
ă
ă
n
n
g
g
kn

=1
→
→
H
H
i
i
ệ
ệ
u
u
s

s
u
u
ấ
ấ
t
t
c
c
ủ
ủ
a
a
k
k
h
h
ớ
ớ
p
p
n
n
ố
ố
i
i
ol

=0,995

→
→
H
H
i
i
ệ
ệ
u
u
s
s
u
u
ấ
ấ
t
t
m
m
ộ
ộ
t
t
c
c
ặ
ặ
p
p

ổ
ổ
l
l
ă
ă
n
n
V
V
ậ
ậ
y
y
t
t
a
a
t
t
í
í
n
n
h
h
đ
đ
ư
ư

ợ
ợ
c
c
:
:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
5


899,01995,0)98,0(96,0
5
2


03,5
899,0
52,4


td
ct
N
N
(KW)
- Theo nguyên lý làm việc thì công suất của động cơ phải lớn hơn công suất làm
việc (ứng với hiệu suất của động cơ) do đó ta phải chọn động cơ có công suất lớn
hơn công suất làm việc
72,72

1109
2,1100060100060








pZ
n
xt

(vòng/phút)
Vì theo tiêu chuẩn tỉ số truyền đai thang 3 -5 , ta chọn 3 và tỉ số truyền hộp giảm tốc hai
cấp từ 8-40 , ta chọn 10.
Nên tỉ số truyền sơ bộ là 3*10=30
Suy ra tốc độ sơ bộ động cơ 72,72*30=2181 (vòng / phút)
- Theo bảng P1.3 (sách TTTK HDĐCK_T1_Trịnh Chất, Lê Văn Chuyển) thông số
kỹ thuật của động cơ 4A
- Vậy ta chọn động cơ có ký hiệu K132M2 công suất động cơ N
dc
= 5.5(kw) số vòng
quay của động cơ là 2900 (vòng/phút), hiệu suất 85%
II.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
- Trạm dẫn động cơ khí gồm hai bộ truyền.
- Bộ truyền ngoài hộp: Bộ truyền đai
- Bộ truyền trong: Hộp 2 cấp bánh răng trụ
Ta có tỷ số truyền của động cơ:

xt
dc
n
n
i 
trong đó:
72,72
1109
2,1100060100060








pZ
n
xt

(vòng/phút)
vậy:
409,39
72,72
2900

xt
dc
n

n
i
+ i
h
: Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp
+ i
nh
: Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền đai)
n
dc:
Số vòng quay của động cơ
n
xt
: Số vòng quay của xích tải
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
6
Ta có:
nh
cnh
i
i
iii 
Ta có i
nh
= i
d
Vậy tỷ số truyền chung của động cơ là:
dcnhnhch
iiiiii 

Theo tiêu chuẩn ta chọn 4)53( 
dd
ii
Vậy tỷ số truyền của hộp sẽ là: 10
4
40

nh
ch
h
i
i
i
Ta lại có: 10
cnh
iii
47,3
88,2
10
88,2
2,1
10
2,1
)3,12,1( 
n
h
ccn
i
i
iii

Kiểm tra lại:
Ta có 9744,39488,247,3 
dcnch
iiii
Sai số: %5%3%56,2%1009744,3940%100 
ch
ii
Như vậy sai số nằm trong khoảng cho phép.
Vậy ta có tỷ số truyền của hệ chuyển động như sau:
4
88,2
47,3



d
c
n
i
i
i
Tính toán công suất trên các trục:
W)(543,4
1995,0
52,4
3
K
xnn
N
N

knol
td



W)(659,4
98,0995,0
543,4
3
2
K
nn
N
N
brol





W)(778,4
98,0995,0
659,4
2
1
K
nn
N
N
brol






ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
7
W)(03,5
96,0995,0
778,4
1
K
nn
N
N
dol
dc





Số vòng quay trên các trục:
725
4
2900
1

d

dc
i
n
n
9,208
47,3
725
1
2

n
i
n
n
55,72
88,2
9.208
2
3

c
i
n
n
Mơmem xoắn trên các trục:
)(8,14884
2900
52,4
1055,91055,9
66

Nmm
n
P
T
dc
dc
dc

)(8,62937
725
778,4
1055,91055,9
6
1
1
6
1
Nmm
n
P
T 
Thơng số Trục động
cơ
I II III
i i
d
=4 i
n
= 3,47 i
c

= 2,88
n 2900 725 208,9 72,55
N 5,03 4,778 4,659 4,543
M
x
14884,83 62937,8 212989,2 598010,3
III.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1.Thiết kế bộ truyền xích
)(3,598010
55,72
543,4
1055,91055,9
6
3
3
6
3
Nmm
n
P
T 
)(2,212989
9,208
659,4
1055,91055,9
6
2
2
6
2

Nmm
n
P
T 
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
8
- Vận tốc quay trục động cơ n
1
= 2900( v/p )
-Tỉ số truyền của xích i
x
= 3 (chọn theo bảng tiêu chuẩn i
x
= 3 – 5 )
2. Chọn loại xích
Chọn xích ống- con lăn vì giá thành rẻ hơn và thông dụng hơn, và bộ truyền
không yêu cầu làm việc êm, không ồn.
* Ta có tỉ số truyền xích i
x
= 3
Theo bảng số liệu yêu cầu thiết kế ta có số răng đóa dẫn z
1
= 9(răng)
-Số răng đóa dẫn z
2
được tính theo công thức (6-5) trang 105
z
2
= i.z

1
=3 x 9=27 (răng)
theo bảng số liệu thiết kế ta có bước xích p =110mm
3. Đònh khoảng cách trục A và số mắc xích x
Số mắc xích được tính theo công thức:
Chọn sơ bộ A = (30÷50)p
A = (30÷50)110 = 3300 ÷5500 mm
Chọn A = 4500(mm)
Tính số mắc xích theo công thức (6-4) trang 102
X =
 
A
p
x
ZZ
p
A
ZZ
2
1221
2
.
2
2




= 100
4500

110
2
929
110
45002
2
279
2










x
x

Chọn số mắc xích là: X = 100
* Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích theo công thức (6-3)
A =



























2
12
2
2121
2
8
224

ZZZZ
X

ZZ
X
p
=
4499
2
927
8
2
927
100
2
927
100
4
110
2
2





























(mm)
* Để đảm bảo độ võng bình thường tăng một khoảng cách trục một khoảng:
A = 0,003A =0,003×4499  13,5 mm
vậy chọn A=4513( mm)
4. Tính đường kính vòng chia trên đóa xích
đóa dẫn: d
c1
= 6,321)9/sin(/110)/sin(/
1


zp (mm)
đóa bò dẫn: d
c2

= 5,947)27/sin(/110)/sin(/
2


zp ( mm)
5. Đường kính vòng đỉnh:
d
d1
= d
c1
+ 0,7p = 321,6 + 0,7x110=398,6 (mm)
d
d2
= d
c2
+ 0,7p = 947,5+ 0,7x110=1024,5 (mm)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
9
6. Gọi A là diện tích của bản lề xích:
0 0
A d b

Trong đó: ª
0
d
: Đươøng kính chốt
ª
0
b

: Chiều rộng ống
Tính A gần đúng theo công thức:
2 2 2
0,28 0,28 110 3388
A p mm
    vậy
0 0 0
0
3388
3388d b b
d
  
Chọn
0
30
d mm

0
3388
113
30
b mm
 
6. Tính lực tác dụng lên trục lắp đóa xích theo công thức (6-17)
R  K
t
x P =
31
7
106

npZ
NK
t


Trong đó:
K
t
: hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục chọn K
t
= 1,15
R= 2,4611
55,721109
8,415,1106
7



N
Theo điều kiện làm việc khơng va đập mạnh và số răng đĩa dẫn và bị động <40 nên tra
bảng 5.11 [1 tr 86] ta chọn thép 45, 45T,50,50T ở nhiệt luyện Tơi, Ram có độ cứng bề
mặt 45…50 HRC để chế tạo xích và đĩa xích.
7. Tính chiều dài xích
L = X  t = 100  110 = 11000 (mm)
IV/ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
1/ Chọn loại đai và tiết diện đai
Chọn loại tiết diện đai theo hình đồ thị 4.13 [1 tr 59] với p=5,03 kW và số vòng
quay bánh dẫn 2900 ta chọn được loại đai A với thơng số b
t
=11mm, b= 13mm, h= 8mm,

y
0
= 2,8 mm, diện tích tiết diện A= 81 mm
2
.
Ta có cơng thức thực nghiệm 4.1 [1 tr 53]: D
1
= (5,2…6,4)
3
1
T
Với T
1
:mơmen xoắn trên trục bánh nhỏ cũng là trục động cơ, mm.
Suy ra D
1
= (5,2…6,4)
3
83,14884 = 128

157,4 (mm).
Chọn theo tiêu chuẩn D
1
= 140 (mm).Bảng 4.19 [1 tr 62].
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
10
Vậy vận tốc đai : )/(26,21
60000
140290014.3

1000
60
1
sm
Dn
v
dc







Vì
v
< 25 nên ta dùng đai thang thường.
Suy ra đường kính bánh đai lớn D
2
= u D
1
(1-ε).(CT 4.2 [1 tr 53])
Với u tỉ số truyền và ε hệ số trượt (chọn là 0.02)
Vậy D
2
= 4x140x(1-0.02)= 548,8 (mm).
Ta chọn theo tiêu chuẩn là 560 (mm). Theo bảng 4.19 [1 tr 62].
Ta tính lại tỉ số truyền :u= 4
140
560

1
2

D
D
2/ Chọn sơ bộ khoảng cách trục A
Theo bảng 4.14 [1 tr 60] ta có CT A=0,95 xD
2
= 0,95x560 = 532 (mm).
Kiểm tra A có thỏa điều kiện 0,55(D
1
+D
2
) + h

A

2(D
1
+D
2
)
Thay số 0,55(560+140) + 8

532

2(140+560)
385

532


1400.
Ta thấy thỏa, vậy khoảng cách trục A là 532 (mm).
3/ Tính chiều dài đai (L) theo khoảng cách sơ bộ trục A :
CT 4.4 [1 tr 54]
 


)(5,2246
532
4
140560
140560
2
5322
4
)(
)(
2
2
2
2
12
12
mm
x
x
A
DD
DDAL 






Theo bảng tiêu chuẩn ta chọn chiều dài dây đai L=2500 (mm). (ở bảng 4.13 [1 tr 59] )
Kiểm nghiệm số lần uốn của đai trong 1 s:
504,8
5
.
2
26,21

L
V
i
i nhỏ hơn 10
max
i .
Vậy L= 2500 (mm)
4/ Xác định khoảng cách trục A theo chiều dài đai L:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
11


   
 
 
)(2,667

8
14056081405602500256014025002
8
)(8)(2)(2
22
2
12
2
1221
mm
xx
DDDDLDDL
A







5/ Tính góc ôm
1

:
00
12
1
14457
2,667
140560

18057180 



 x
A
DD


Góc ôm đạt yêu cầu vì lớn hơn 120
0
( ở đây ta chọn đai sợi tổng hợp.(theo chú dẫn [1 tr
54].
6/Xác định số đai cần thiết(z):
z = P
1
K
đ
/ ([P
0
] C
α
C
1
C
u
C
z
)
với P

1
công suất bánh chủ động :5,03 kW
[P
0
] công suất cho phép :tra bảng 4.19[1 tr 62] được 3.5.
K
đ
hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7 [1 tr 55] được 1.35
C
α
hệ số ảnh hưởng của góc ôm α
1
, tra bảng 4.15 [1 tr 61] và nội suy ta được α
1
=
0.902.
Tra bảng 4.16 [1 tr 61] với l/l
0
=2500/1700=1.47 ta được C
1
= 1.097
C
u
:hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17 [1 tr 61] được 1.14
C
z
:hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, tra
bảng 4.18 [1 tr 61] với P
1
/[P]=5.03/3.5=1.43 ta được C

z
= 0.97
Vậy z = 5.03x1.35/(3.5x0.902x1.097x0.97)=2.02.
Chọn z = 2.
Chiều rộng bánh đai:
B =


)(3510215)12(21 mmxetz 
Với t, e tra bảng 4.21 [1 tr 63] với kí hiệu tiết diện đai A.
Đường kính ngoài bánh đai
Bánh dẫn:

hDD
n
2
11
 = 140+ 2x 3.3= 146.6 (mm)
Bánh bị dẫn:

hDD
n
2
22
 = 560+2x3.3=566.6 (mm)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
12
Với h
0

tra bảng 4.21 [1 tr 63].
7/ Tính lực căng ban đầu F
0
và lực tác dụng lên trục F
R
Tính lực căng ban đầu F
0
F
0
= 780P
1
K
đ
/(v C
α
z)+F
v
Với P
1
tính ở trên :5.03
K
đ
tính ở trên 1.35
v:vận tốc vòng :21.26 (m/s)
C
α
tính trên :0.902
Z số đai :2
F
v

:lực căng do lực li tâm sinh ra. Đối với trường hợp này bộ truyền không tự động điều
chỉnh được lực căng F
v
= q
m
v
2
=0.105x21.26
2
=47.46 (N)
Với q
m
khối lượng trên một đơn vị chiều dài đai. Tra bảng 4.22 [1 tr 64] được 0.105.
Suy ra F
0
= 780x5.03x1.35/(21.26x0.902x2) + 47.46= 185.6 (N)
Lực tác dụng lên trục F
R
F
R
= 2F
0
z sin( α
1
/2)=2x185.6 sin(144
0
/2)=353 (N).
V.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH
1. Chọn vật liệu thiết kế bánh răng:
Tra bảng 6.1 [1 tr 92] ta chọn như sau:

Vật liệu Nhiệt luyện
Giới hạn bền
b

N/mm
2
Giới hạn chảy
ch

N/mm
2
Độ cứng HB
Bánh chủ
động
Thép 50 Tôi cải thiện 700…800 530 228…255
Bánh bị
động
Thép 50 Thường hóa 640 350 179…228
2. Định ứng suất cho phép:
Chọn độ cứng HB
cđ
= 230 và HB
bđ
= 220.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
13
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:
CT 6.1 và 6.2 [1 tr 91] : [σ
H

] = ( σ
0
Hlim
/ S
H
) Z
R
Z
V
K
xH
K
HL
[σ
F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F
) Y
R
Y
V
K
xF
K
FC
K
FL

.
Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn Z
R
Z
V
K
xH
= 1 và Y
R
Y
V
K
xF
= 1 do đó chỉ còn :
[σ
H
] = ( σ
0
Hlim
/ S
H
) K
HL
[σ
F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F

) K
FC
K
FL
Với σ
0
Hlim,
σ
0
Flim
: lần lược là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được :σ
0
Hlim
= 2HB+70= 2x230+70 =
530 và σ
0
Flim
= 1.8HB = 1.8x 230 = 414.(với bánh chủ động).
S
H
và S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được
S
H
= 1.1 và S
F
= 1.75 (với bánh chủ động).
K

FC
hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.K
FL
= 1 khi đặt tải một chiều.
K
HL
và K
FL
hệ số tuổi thọ được tính
CT 6.3 và 6.4 [1 tr 93]:
K
HL
=
H
m
HEHO
NN /
K
FL
=
F
m
FEFO
NN /
ở đây : m
H
và m
F
– bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
trong trường hợp này m

H
= 6 và m
F
= 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.
N
HO
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :
N
HOcđ
= 30
4.2
HB
H
= 30x230
2.4
= 13972305

13.97x10
6
N
FO
= 4.10
6
đối với tất cả các loại thép.
N
FE
và N
HE
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :
N

HE
= 60c


iii
tnTT
3
max
/

N
EF
= 60c


ii
m
i
tnTT
F

max
/
Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
14
n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,n
cđ
= 725, n

bđ
= 208,9 .
T
i
: mô men xoắn.
T
max
= 598010,3 Nmm
L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên
Tổng số giờ làm việc :t =5

300

2

8 = 24000 (giờ)
suy ra với bánh chủ động


iii
tnTT
3
max
/

= 24000x725x(1
3
x 36/(36+15+12) + 0.9
3
x 15(15+36+12) + 0.8

3
x
12/(36+15+12))=14659914


ii
m
i
tnTT
F

max
/ =24000x725x(1
6
x 36/(36+15+12) + 0.9
6
x 15(15+36+12) + 0.8
6
x
12/(36+15+12))=2126925.
Suy ra N
HEcđ
= 60x 14659914= 879594840.
N
EFcđ
= 60c x 2126925= 127615500.
Vì N
Hecđ
> N
HOcđ

và N
EFcđ
> N
FOcđ
nên K
HLcđ
=K
FLcđ
=1.
Suy ra với bánh chủ động:
[σ
H
]
cđ
=530/1.1 = 481.8Mpa
[σ
F
]
cđ
= 414/1.75 = 236.6 Mpa (N/mm
2
).
Đối với bánh bị động tương tự ta có :
σ
0
Hlim
= 2HB+70= 2x220+70=510 và σ
0
Flim
= 1.8HB = 1.8x 220 = 396.

S
H
= 1.1 và S
F
= 1.75


iii
tnTT
3
max
/

= 24000x208.9(1
3
x 36/(36+15+12) + 0.9
3
x 15(15+36+12) + 0.8
3
x
12/(36+15+12))=4224077.


ii
m
i
tnTT
F

max

/ =24000x208.9x(1
6
x 36/(36+15+12) + 0.9
6
x 15(15+36+12) +
0.8
6
x 12/(36+15+12))=612848.
Suy ra N
HEbđ
= 60x4224077 =.253444620
N
EFbđ
= 60x612848 = 36770880
Vì N
Hebđ
> N
HObđ
và N
EFbđ
> N
FObđ
nên K
HLbđ
=K
FLbđ
=1.
Suy ra [σ
H
]

bđ
=510/1.1x=463.6 MPa
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
15
[σ
F
]
bđ
= 396 / 1.75 = 226.3 MPa (N/mm
2
).
Vậy : [σ
H
]
cđ
=530/1.1x=481.8 MPa.
[σ
F
]
cđ
= 414/1.75 = 326.6 MPa (N/mm
2
).
[σ
H
]
bđ
=510/1.1x= 463.6 MPa.
[σ

F
]
bđ
= 396/1.75 = 226.3 MPa (N/mm
2
).
ứng suất quá tải cho phép: sử dụng phương trình 6.13, 6.14 [1 tr 95]
[σ
H
]
max
= 2.8 σ
ch
= 2.8x 350 = 980 MPa
[σ
F
]
cđmax
= 0.8 σ
ch
= 0.8x 350 =280 MPa.
[σ
F
]
bđmax
= 0.8 σ
ch
= 0.8x 340 = 272 MPa.
3. tính sơ bộ khoảng cách trục:
Sử dụng công thức 6.15a [1tr 96] :

a
w
= K
a
( u

1)
 
3
2
1
baH
H
u
KT


trong đó : dấu + khi ăn khớp ngoài, - khi ăn khớp trong.
 Ka :hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 [1 tr 96]
được Ka = 49.5 (Mpa)
1/3
.
 Ψ
ba
:hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0.4.
Suy ra Ψ
bd
= 0.53 Ψ
ba
(u


1) = 0.53 x0.4(3.47 + 1)=0.95 (CT 6.16 [1 tr 97].
Tra bảng 6.7 với Ψ
bd
= 0.95 và ở sơ đồ 5 ta được K
Hβ
= 1.07.
 T
1
momen xoắn trên trục bánh chủ động T
1
= 62937,8 Nmm.
 [σ
H
] ứng suất tiếp cho phép [σ
H
] = 481.8 Mpa.
 U tỉ số truyền u = 3.47
Vậy a
w
= 49.5(3.47+1) 6.198
4.047.38.481
07.18.62937
3
2

xx
x
mm
4. Xác định thông số bộ truyền

Modun m= (0.01

0.02)a
w
= 1.98

3.96. Theo bảng 6.8 [1 tr 99] ta chọn m = 3.
Số răng bánh răng nhỏ :
CT 6.19 [1 tr 99] :z
1
= 2a
w
/[m(u+1)]= 2x195/[3x(3.47+ 1)]=29.6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
16
Chọn z
1
= 29 suy ra z
2
= uz
1
= 3.47x29 = 100.63.Chọn z
2
= 100
Tổng số răng z
t
=z
1
+z

2
= 29+100= 129
Ta tính lại khoảng cách trục :a
w
= mz
t
/ 2 = 3x129/2=193.5.
Vậy tỉ số truyền thực u = z
2
/z
1
=100/29 =3.45.
Chọn a
w
= 195 theo tiêu chuẩn nên cần có hệ số dịch chỉnh.
5. tìm hệ số dịch chỉnh:
Tính hệ số dịch tâm y và hệ số k
y
:
Theo công thức 6.22 [ 1 tr 100] :y = a
w
/ m – 0.5(z
1
+z
2
)= 195/3 – 0.5(29+100) = 0.5.
CT 6.23 :k
y
= 1000y/z
t

= 1000x0.5 / 129=3.876.
Tra bảng 6.10a [1 tr 101] ta được k
x
= 0.115
Suy ra hệ số giảm đỉnh răng Δ
y
: CT 6.24 [1 tr 100]:
Δ
y
= k
x
z
t
/1000 = 0.115x 129 / 1000 = 0.0148
Tổng hệ số dịch chỉnh x
t
= y + Δ
y
= 0.5 + 0.0148 = 0.5148 (CT 6.25)
Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng chủ động và bị động :CT 6.26:
x
1
= 0.5[x
t
– ( z
2
– z
1
)y/ z
t

] = 0.5[0.5148 – (100 – 29) 0.5/ 129] = 0.12
x
2
= x
t
– x
1
= 0.5148 – 0.12= 0.3948

0.395 (mm)
Góc ăn khớp : CT 6.27:
Cos α
tw
= z
t
mcosα / (2a
w
) = 129x 3 cos20
0
/(2x195) = 0.9325. Suy ra α
tw
= 21
0
10
’
39.98
”
.
6/ Các thông số hình học:
+ Môđun pháp tuyến: M

n
= 3 (mm)
+ Số răng: Z
1
= 29 (răng)
Z
2
= 100 (răng)
+ Góc ăn khớp:
n

=

20
+ Góc nghiêng:
0



+ Đường kính vòng chia:
)(87
1
293
cos
1
1
mm
Zm
d 






)(300
1
1003
cos
2
2
mm
Zm
d 





+ Đường kính vòng lăn
d
w1
= d
1
+[2y/(z
2
+ z
1
)]d
1
= 87 + [2x0.5 /(100+29)]87 = 87.7 mm

d
w2
= d
2
+[2y/(z
2
+ z
1
)]d
2
= 300 + [2x0.5 /(100+29)]300 = 302.33 mm
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
17
+ Đường kính vòng chân răng:
d
f1
= d
1
-(2,5-2x
1
)m = 87 - (2,5- 2x0.12) x3= 80.22 (mm)
d
f1
= d
2
-(2,5-2x
2
)m =300 - (2,5- 2x0.395) x3=310.26(mm)
+ Đường kính vòng đỉnh răng:

)(63.933)0148.012.01(287)1(2
111
mmxmxdd
ya

)(28.3083)0148.0395.01(2300)1(2
222
mmxmxdd
ya

+ Khoảng cách trục chia a = 0.5m(z
2
- z
1
) = 0.5 x3 (100-29) = 106.5 mm
+ Khoảng cách trục: a
w
= 195 mm.
+ Chiều rộng bánh răng: b
w
= 78 mm.
+ Đường kính cơ sở : d
b1
= d
1
cos

=87 cos 20
0
= 81.75 mm

d
b2
= d
2
cos

=300 cos 20
0
= 281.91 mm
+ Góc profin gốc α :theo tiêu chuẩn VN 1065-71 : α = 20
0
.
+góc profin răng α
t
= arctg (tg α/ cosβ) = arctg(tg20
0
/cos0)= 20
0
.
+góc ăn khớp α
tw
= 21
0
10
’
39.98
”
.
7Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
σ

H
= Z
M
Z
H
Z
ε


HwwH
udbuKT

 )/()1(2
2
11
CT 6.33 [1 tr 105.
Trong đó :
Z
M
hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta được
Z
M
= 274.
Z
H
hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: tra bảng 6.12 với
(x
1
+ x
2

)/(z
1
+z
2
)=(0.12+0.395)/(29+100)=0.004 ta được Z
H
= 1.7
Z
ε
:hệ kể đến sự trùng khớp của răng, vì ε
β
= b
w
sin β /(m

)
Với b
w
chiều rộng vành răng :b
w
= mmxa
wba
781954.0 

, suy ra ε
β
= 0(
vì β = 0
0
).

Nên Z
ε
= 3/)4(


 (6.36a).
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
18
Với ε
α
=
672.1
x3xcos202
39.98”.1021sin195291.28128.30875.8163.93
cos2
sin2
0
002222
2
2
2
2
2
1
2
1








xx
m
adddd
t
twwbaba
CT 6.38a [1 tr 105].
Vậy Z
ε
= 881.03/)672.14( 
K
H
hệ số tải trọng khi tiếp xúc: K
H
= K
Hβ
K
Hα
K
Hv
Với K
Hβ
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng ,tra
bảng 6.7 ta có K
Hβ
= 1.07
K

Hα
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, đối với răng thẳng K
Hα
= 1.
Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác tạo bánh răng:
)/(66.6
1000
60
7257.8714,32
1000
60
2
11
sm
nd
V 







Với V = 6.66 (m/s) theo bảng (6.13) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là 7
K
Hv
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tra bảng P2.3 phụ
lục [1 tr 250] với cấp chính xác 7,v= 6.66, răng thẳng và nội suy ta được 1.1565
Suy ra K

H
= 1.07x1x1.1565= 1.237
Vậy σ
H
= 274x1.7x0.881x )7x87.71)/(78x3.4237x(3.4762937,8x1.2
2
x
=237.3 MPa

[σ
H
] = 481.8 Mpa.
8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
CT 6.43.và 6.44 [1tr108]: σ
Fcđ
= 2T
1
K
F
Y
ε
Y
β
Y
F1
/(b
w
d
w1
m)


[σ
F1
].
σ
Fbđ
= σ
F1
Y
F2
/Y
F1

[ σ
F2
].
Trong đó : Y
ε
= 1/ ε
α
= 1/1.672 = 0.598:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Y
β
= 1-β/140 = 1- 0/140 =1.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
19
Y
F1
,Y

F2
hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động. Tra bảng 6.18 với hệ
số dịch chỉnh x
1
=0.12, x
2
= 0.395 và z
v1
=z
1
=29, z
v2
= z
2
= 100 và nội
suy ra được Y
F1
= 3.72, Y
F2
= 3.535.
K
F
= K
Fβ
K
Fα
K
Fv
CT 6.45
Với :

K
Fβ
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra
bảng 6.7 [1 tr 98] với sơ đồ 5 và ψ
bd
= 0.95 và nội suy ta có K
Fβ
= 1.15.
K
Fα
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng K
Fα
= 1.
K
Fv
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
1
2
CT 6.46.

Với
F

= δ
F
g
o
v ua
w
/
Trong đó δ
F
và g
o
tra bảng 6.15 và 6.16 được 0.016 và 47, v = 6.66 (m/s).
Suy ra
F

= 0.016x47x6.66 47.3/195 = 35.54
suy ra K
Fv
= 1+
1
15
.
1
8
.
62937
2

7.877854.35
x
x
x
xx
= 2.678.
Suy ra K
F
= 1.15x1x2.678=3.079.
Suy ra σ
Fcđ
= 2x62937.8x3.079x0.598x1x3.72/(78x87.8x3)=41.96 MPa

[σ
Fcđ
] = 326.6
MPa.
σ
Fbđ
= 41.96 x 3.535/3.72 = 39.87

[σ
Fbđ
] =226.3 Mpa.
Vậy bánh răng cấp nhanh đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.
VI . THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
1. Chọn vật liệu thiết kế bánh răng:
Tra bảng 6.1 [1 tr 92] ta chọn như sau:
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền
b


N/mm
2
Giới hạn chảy
ch

N/mm
2
Độ cứng HB
Bánh chủ Thép Tôi cải thiện 850 650 230….280
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
20
động 45X
Bánh bị
động
Thép
40X
Tôi cải thiện 850 550 230…280
2. Định ứng suất cho phép:
Chọn độ cứng HB
cđ
= 260 và HB
bđ
= 250.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:
CT 6.1 và 6.2 [1 tr 91] : [σ
H
] = ( σ
0

Hlim
/ S
H
) Z
R
Z
V
K
xH
K
HL
[σ
F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F
) Y
R
Y
V
K
xF
K
FC
K
FL
.
Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn Z

R
Z
V
K
xH
= 1 và Y
R
Y
V
K
xF
= 1 do đó chỉ còn :
[σ
H
] = ( σ
0
Hlim
/ S
H
) K
HL
[σ
F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F
) K
FC

K
FL
Với σ
0
Hlim,
σ
0
Flim
: lần lược là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được :σ
0
Hlim
= 2HB+70=
2x260+70=590 và σ
0
Flim
= 1.8HB = 1.8x 260 = 468.(với bánh chủ động).
S
H
và S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được
S
H
= 1.1 và S
F
= 1.75 (với bánh chủ động).
K
FC
hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.K

FL
= 1 khi đặt tải một chiều.
K
HL
và K
FL
hệ số tuổi thọ được tính
CT 6.3 và 6.4 [1 tr 93]:
K
HL
=
H
m
HEHO
NN /
K
FL
=
F
m
FEFO
NN /
ở đây : m
H
và m
F
– bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
trong trường hợp này m
H
= 6 và m

F
= 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.
N
HO
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :
N
HOcđ
= 30
4.2
HB
H
= 30x260
2.4
= 18752419

18.75x10
6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
21
N
FO
= 4.10
6
đối với tất cả các loại thép.
N
FE
và N
HE
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :

N
HE
= 60c


iii
tnTT
3
max
/

N
EF
= 60c


ii
m
i
tnTT
F

max
/
Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1
n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,n
cđ
= 725, n
bđ
= 208,9 .

T
i
: mô men xoắn.
T
max
= 598010,3 Nmm
L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên
Tổng số giờ làm việc :t =5

300

2

8 = 24000 (giờ)
suy ra với bánh chủ động


iii
tnTT
3
max
/

= 24000x208.9x(1
3
x 36/(36+15+12) + 0.9
3
x 15(15+36+12) + 0.8
3
x

12/(36+15+12))= 4224077


ii
m
i
tnTT
F

max
/ =24000x208.9x(1
6
x 36/(36+15+12) + 0.9
6
x 15(15+36+12) +
0.8
6
x 12/(36+15+12))=612847.
Suy ra N
HEcđ
= 60x 4224077.3= 253444638.
N
EFcđ
= 60c x 612847.8= 36770866.
Vì N
Hecđ
> N
HOcđ
và N
EFcđ

> N
FOcđ
nên K
HLcđ
=K
FLcđ
=1.
Suy ra với bánh chủ động:
[σ
H
]
cđ
=590/1.1 = 536 MPa
[σ
F
]
cđ
= 468/1.75 = 267.4 MPa (N/mm
2
).
Đối với bánh bị động tương tự ta có :
σ
0
Hlim
= 2HB+70= 2x250+70=570 và σ
0
Flim
= 1.8HB = 1.8x 250 = 450.
S
H

= 1.1 và S
F
= 1.75


iii
tnTT
3
max
/

= 24000x72.55(1
3
x 36/(36+15+12) + 0.9
3
x 15(15+36+12) + 0.8
3
x
12/(36+15+12))=1467002.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
22


ii
m
i
tnTT
F


max
/ =24000x72.55x(1
6
x 36/(36+15+12) + 0.9
6
x 15(15+36+12) +
0.8
6
x 12/(36+15+12))=212839.
Suy ra N
HEbđ
= 60x1467002 =88020140
N
EFbđ
= 60x212839 = 12770355
Vì N
Hebđ
> N
HObđ
và N
EFbđ
> N
FObđ
nên K
HLbđ
=K
FLbđ
=1.
Suy ra [σ
H

]
bđ
=570/1.1x=518.2 MPa
[σ
F
]
bđ
= 450 / 1.75 = 257.1 MPa (N/mm
2
).
Vậy : [σ
H
]
cđ
=590/1.1x=536.4 MPa.
[σ
F
]
cđ
= =468/1.75 = 267.4 MPa (N/mm
2
).
[σ
H
]
bđ
=570/1.1x=518.2 MPa
[σ
F
]

bđ
= 450 / 1.75 = 257.1 MPa (N/mm
2
).
ứng suất quá tải cho phép: sử dụng phương trình 6.13, 6.14 [1 tr 95]
[σ
H
]
max
= 2.8 σ
ch
= 2.8x 650 = 1820 MPa
[σ
F
]
cđmax
= 0.8 σ
ch
= 0.8x 650 =520 MPa.
[σ
F
]
bđmax
= 0.8 σ
ch
= 0.8x 550 = 440 MPa.
3. khoảng cách trục: a = 195 vì cùng khoảng cách trục với cấp nhanh.
4. Xác định thông số bộ truyền
Modun m= (0.01


0.02)a
w
= 1.95

3.9. Theo bảng 6.8 [1 tr 99] ta chọn m = 3.
Số răng bánh răng nhỏ :
CT 6.19 [1 tr 99] :z
1
= 2a
w
/[m(u+1)]= 2x195/[3x(2.88 + 1)]=33.5.
Chọn z
1
= 33suy ra z
2
= uz
1
= 2.88x 33= 95.04Chọn z
2
= 95
Tổng số răng z
t
=z
1
+z
2
= 33+95= 128
Ta tính lại khoảng cách trục :a
w
= mz

t
/ 2 = 3x128/2=192.
Vậy tỉ số truyền thực u = z
2
/z
1
=95/33 =2.878.
Vì ta chọn khoảng cách trục a
w
= 195 nên có hệ số dịch chỉnh.
5. tìm hệ số dịch chỉnh:
Tính hệ số dịch tâm y và hệ số k
y
:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
23
Theo công thức 6.22 [ 1 tr 100] :y = a
w
/ m – 0.5(z
1
+z
2
)= 195/3 – 0.5(33+95) = 1.
CT 6.23 :k
y
= 1000y/z
t
= 1000x1 / 128 = 7.8125.
Tra bảng 6.10a [1 tr 101] ta được k

x
= 0.425
Suy ra hệ số giảm đỉnh răng Δ
y
: CT 6.24 [1 tr 100]:
Δ
y
= k
x
z
t
/1000 = 0.425x 128 / 1000 = 0.0544.
Tổng hệ số dịch chỉnh x
t
= y + Δ
y
= 1 + 0.0544 = 1.0544 (CT 6.25)
Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng chủ động và bị động :CT 6.26:
x
1
= 0.5[x
t
– ( z
2
– z
1
)y/ z
t
] = 0.5[1.0544 – (95 – 33) 1/ 128] = 0.285 mm
x

2
= x
t
– x
1
= 1.0544 – 0.285

0.77. (mm)
Góc ăn khớp : CT 6.27:
Cos α
tw
= z
t
mcosα / (2a
w
) = 128x 3 cos20
0
/(2x195) = 0.925. Suy ra α
tw
= 22
0
17
’
45.82
”
.
6/ Các thông số hình học:
+ Môđun pháp tuyến: M
n
= 3 (mm)

+ Số răng: Z
1
= 33 (răng)
Z
2
= 95 (răng)
+ Góc ăn khớp:
n

=

20
+ Góc nghiêng:
0



+ Đường kính vòng chia:
)(99
1
333
cos
1
1
mm
Zm
d 






)(285
1
953
cos
2
2
mm
Zm
d 





+ Đường kính vòng lăn
d
w1
= d
1
+[2y/(z
2
+ z
1
)]d
1
= 99 + [2x1 /(95+33)]99 = 100.55 mm
d
w2

= d
2
+[2y/(z
2
+ z
1
)]d
2
= 285 + [2x1 /(95+33)]285 = 289.45 mm
+ Đường kính vòng chân răng:
d
f1
= d
1
-(2,5-2x
1
)m = 99 - (2,5- 2x0.285) x3= 93.21 (mm)
d
f1
= d
2
-(2,5-2x
2
)m =285 - (2,5- 2x0.77) x3=282.12 (mm)
+ Đường kính vòng đỉnh răng:
)(38.1063)0544.0285.01(299)1(2
111
mmxmxdd
ya


)(29.2953)0544.077.01(2285)1(2
222
mmxmxdd
ya

+ Khoảng cách trục chia a = 0.5m(z
2
+z
1
) = 0.5 x3 (95+33) = 192 mm
+ Khoảng cách trục: a
w
= 195 mm.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
24
+ Chiều rộng bánh răng: b
w
= 78 mm.
+ Đường kính cơ sở : d
b1
= d
1
cos

=99 cos 20
0
= 93.03 mm
d
b2

= d
2
cos

=285 cos 20
0
= 267.81 mm
+ Góc profin gốc α :theo tiêu chuẩn VN 1065-71 : α = 20
0
.
+góc profin răng α
t
= arctg (tg α/ cosβ) = arctg(tg20
0
/cos0)= 20
0
.
+góc ăn khớp α
tw
= 22
0
17
’
45.82
”
.
7Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
σ
H
= Z

M
Z
H
Z
ε


HwwH
udbuKT

 )/()1(2
2
11
CT 6.33 [1 tr 105.
Trong đó :
Z
M
hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta được
Z
M
= 274.
Z
H
hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: tra bảng 6.12 với
(x
1
+ x
2
)/(z
1

+z
2
)=(0.285+0.77)/(33+95)=0.008 và góc nghiêng β = 0 ta
được Z
H
= 1.698
Z
ε
:hệ kể đến sự trùng khớp của răng, vì ε
β
= b
w
sin β /(m

)
Với b
w
chiều rộng vành răng :b
w
= mmxa
wba
781954.0 

, suy ra ε
β
= 0(
vì β = 0
0
).
Nên Z

ε
= 3/)4(


 (6.36a).
Với ε
α
=
588.1
x3xcos202
45.82”.1722sin195281.26729.29503.9338.106
cos2
sin2
0
002222
2
2
2
2
2
1
2
1








xx
m
adddd
t
twwbaba
CT 6.38a [1 tr 105].
Vậy Z
ε
= 897.03/)588.14( 
K
H
hệ số tải trọng khi tiếp xúc: K
H
= K
Hβ
K
Hα
K
Hv