Thiết kế hệ dẫn động cơ khí bằng CAD

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN























Lời nói đầu
Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển như vũ bão, mang lại những lợi
ích cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao đời
sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực
cũng như trên thế giới. Đảng và nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những
năm tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá.
Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát

triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai
trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế
quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ
cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu
cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản
xuất.
Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trường Đại Học Kỹ
Thuật Công Nghiệp - Thái Nguyên nói riêng và sinh viên của các trường kỹ thuật
nói chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau
dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng
góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước
trong thế kỷ mới.
Qua đồ án này chúng em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn,
giúp chúng em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với
những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án
của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót. Chúng em rất mong được sự chỉ
bảo của các thầy trong bộ môn Nguyên Lý Máy – Chi Tiết Máy và các Thầy Cô
giáo trong khoa để đồ án được hoàn thiện hơn.
Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy
Cô trong khoa và bộ môn Nguyên Lý Máy – Chi Tiết Máy trường Đại Học Kỹ
Thuật Công Nghiệp – Thái Nguyên và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của các
thầy giáo: NGUYỄN HOÀNG NGHỊ , HOÀNG TIẾN ĐẠT .
Ngày 21 tháng 02 năm 2014
Sinh viên: Đào Văn Ngân, Đào Xuân Nam

Phần I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Phần I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
I- Chọn loại động cơ điện:
1- Chọn kiểu, loại động cơ:
Ta chọn loại động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc

(roto ngắn mạch).Vì nó có những ưu điểm sau:
• Kết cấu đơn giản,dễ bảo quản, làm việc tin cậy.
• Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện.
• Giá thành tương đối hạ.
Nhưng nó có nhược điểm là:
• Hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với động cơ 3 pha đồng bộ).
• Không điều chỉnh được vận tốc.
Nhưng nhờ có những ưu điểm cơ bản, ta chọn động cơ xoay chiều 3 pha
không đồng bộ roto lồng sóc (ngắn mạch). Nó phù hơp để dẫn động các thiết bị
vận chuyển, băng tải, xích tải…
2- Chọn công suất động
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho
nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lơn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo điều
kiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau:
dc dc
dm dt
P P
≥

Trong đó:
dc
dm
P
- công suất định mức của động cơ

dc
dt
P
- công suất đẳng trị trên trục động cơ.
Vì tải trọng không đổi nên:

dc
dt
P
≥
dc
lv
P
Với
dc
lv
P
-công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ:
ct
dc
lv
lv
P
P
Σ
=
η


ct
lv
P
-công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác
.
3
.

1200.0,9
4,5( ).
10 1000
ct
t
lv
F v
P Kw
= = =

Trong đó:
t
F
- lực vòng trên trục công tác (N)
V –vận tốc vòng của xích tải (m/s)

Σ
η
: Là hiệu suất truyền động

Σ
η
=
2
kn
η
.
4
ol
η

.
2
br
η
Trong đó:
kn
η
-hiệu suất khớp nối

ol
η
- hiệu suất một cặp ổ lăn

br
η
- hiệu suất bộ truyền bánh răng.
Tra bảng 2.3 [1], ta được
kn
η
= 1;
ol
η
= 0,99;
br
η
= 0,97
Ta có
Σ
η
= 1

2
.0,99
4
.0,97
2
= 0,9
Ta có công suất của động cơ là :
6,12
6,8( )
0,9
dc
lv
P Kw= =
3- Xác định số vòng quay trên trục động cơ:
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác
định theo công thức:
60.
db
f
n
p
=
Trong đó: f - tần số của dòng điện xoay chiều (Hz), (f=50Hz)
P - số đôi cực từ,p=1,2,3,4,5,6
Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600 và
500(v/ph). Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành
của động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng
cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới
kích và giá thành của các bộ truyền tăng lên. Do vậy, trong các hệ dẫn động cơ khí
nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt thì dùng động cơ có số vòng quay

đồng bộ la 1500 hoặc 1000(v/ph) (tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3%
là 1450 và 970(v/ph).
• Xác định số vòng quay đồng bộ:
+ Tính số vòng quay của trục công tác
ct
n
=
3
60.10 .
.
V
z t
Trong đó: z - số răng đĩa xích tải
v - vận tốc vòng của xích tải(m/s)
t - bước xích tải (mm).
⇒
3 3
60.10 . 60.10 .1,7
103,63( / )
. 31.31,75
ct
V
n V ph
z t
= = =
+ Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ, n
đb
=1500(v/ph). Khi này tỉ số
truyền sơ bộ của hệ thống được xác định:

U
Sb
=
1500
14,474
103,63
db
ct
n
n
= =
Tra bảng 1.2[1] ta thấy U
Sb
= 14,474 nằm trong khoảng nên dùng nên ta
chọn n
db
= 1500(v/ph). Thỏa mãn điều kiện ti số truyền: U
sb
=(8÷40)
4- Chọn động cơ thực tế.
Theo bảng P.1.2 [1], với
6,8( )P Kw
=
và n
db
=1500(V/phut).
Ta dùng động cơ 4A132S4Y3 có n
đc
= 1455 (v/phút) ; P
đc

= 7,5 (Kw) ; cosφ =
0,86 ; T
k
/T
dn
= 2,0 ; T
max
/T
dn
= 2,2
5- Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:
Khi khởi động, động cơ sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống.
Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:
Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:
dc dc
mm bd
P P
≥

Trong đó:
dc
mm
P
-Công suất mở máy của động cơ (Kw)

.
dc dc
mm dm
P P
=

k
dn
T
T
Với:
k
T
- mômen khởi động của động cơ.

dn
T
- mômen danh nghĩa của động cơ.

dc
dm
P
- công suất của động cơ.
Tra bảng P1.2[1]. Ta có T
k
/T
dn
= 2,0 ;
dc
dm
P
= 7,5 (Kw)
⇒
dc
mm
P

=
7,5.2,0 = 15 (Kw)
dc
bd
P
Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (Kw).
.
dc dc
bd lv bd
P P K=
Với: k
bd
- hệ số cản ban đầu, K
bd
=1,75
⇒
dc
bd
P
= 6,8.1,75 = 11,9 (Kw)
⇒
dc dc
mm bd
P P
≥
Vậy động cơ ta đã chọn thoả mãn với điều kiện mở máy.
II- Phân phối tỷ số truyền:
Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:

dc

ct
n
U
n
Σ
=
Trong đó:
n
dc
- Số vòng quay của động cơ đã chọn, n
dc
= 1455 (v/phut)
n
ct
- Số vòng quay của trục công tác, n
ct
= 103,63 (v/phut).
⇒
1455
14,04
103,63
U
Σ
= =
Vì không có các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc nên
h
U U
Σ
=
=14,04

• Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
Với HGT cấp chậm tách đôi, để nhận được kích thước tiết diện ngang của hộp
nhỏ nhất (cũng chính là để bôi trơn hợp lí nhất). Tỷ số truyền của bộ truyền
bánh răng cấp chậm được xác dịnh theo công thức: U
2
≈ 1,2776
2 2
3
1
.
c ba
h
ba
k
U
ψ
ψ
Trong đó:
1ba
ψ
,
2ba
ψ
lần lượt là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và cấp
chậm. Thường
2
1
1,2
ba
ba

ψ
ψ
=
÷1,3, ta chọn
2
1
1,2
ba
ba
ψ
ψ
=

k
c2
= 1÷1,3
,
chọn k
c2
= 1
⇒ U
2
=1,2776
3
1,2.1.14,04
= 3,28
● Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
1
2
h

U
U
U
=
=
14,04
3,28
= 4,28
III- Tính toán các thông số trên các trục.
1- Tính số vòng quay của các trục:
Trục I : n
I
=
dc
kn
n
U

U
kn
- Tỉ số truyền của khớp nối, U
kn
= 1
⇒ n
I
= n
dc
= 1455 (v/phut).
Trục II: n
II

=
1
1455
339,95( / )
4,28
I
n
v ph
U
= =
Trục III: n
III
=
2
339,95
103,64( / )
3,28
II
n
v ph
U
= =
Trục IV: n
IV
=
III
kn
n
U
= n

III
=
103,64( / )v ph

2- Tính công suất trên các trục:
Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
6,12
6,8( )
η 0,9
ct
dc
lv
dc lv
P
P P KW
Σ
= = = =
Công suất danh nghĩa trên trục I:
P
I
= P
dc
.
. 6,8.1.0,99 6,732( )
kn ol
KW
η η
= =
Công suất danh nghĩa trên trục II:
P

II
= P
I
.
. 6,732.0,97.0,99 6,465( )
br ol
KW
η η
= =
Công suất danh nghĩa trên trục III:
P
III
= P
II
.
. 6,465.0,97.0,99 6,208( )
br ol
KW
η η
= =
Công suất danh nghĩa trên trục IV:
P
IV
= P
III
.
. 6,208.1.0,99 6,146( )
kn ol
KW
η η

= =
3- Tính mômen xoắn trên các trục:
Mômen xoắn trên các trục được xác định theo công thức sau:
T
K
=
6
9,55.10 .
.
k
k
P
n
Mômen xoắn trên trục I:
T
I
=
6
9,55.10 .6,732
44185,98( . )
1455
N mm=
Mômen xoắn Trên trục II:
T
II
=
6
9,55.10 .6,465
181617,15( . )
339,95

N mm
=
Mômen xoắn trên trục III:
T
III
=
6
9,55.10 .6,208
572483,58( . )
103,56
N mm
=
Mômen xoắn trên trục IV:
T
IV
=
6
9,55.10 .6,146
566328,64( . )
103,64
N mm
=
Mômen xoắn trên trục động cơ:
dc
T
=
6
9,55.10 .6,8
44632,3( . )
1455

N mm
=
.
IV Lập bảng thông số làm việc:
Thông số
Trục
Tốc độ quay
n (v/p)
Tỉ số truyền
u
Công suất
P (kW)
Mômen xoắn
T (N.mm)
Trục động
cơ
1455
1
6,8 44632,3
Trục I 1455 6,732 44185,98
4,28
Trục II 339,95 6,465 181617,15
3,28
Trục III 103,64 6,208 572483,58
1
Trục IV 103,64 6,146 566328,64
Phần II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Do bộ truyền của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau
trong điều kiện che kín và được bôi trơn đầy đủ. Cho nên dạng hỏng chính mà bộ

truyền thường gặp phải là tróc mỏi bề măt bánh răng ăn khớp, làm cho tuổi thọ của
cơ cấu giảm xuống rất nhiều.Vì vậy ta phải chọn vật liệu bánh răng để xác định giá
trị ứng suất giới hạn [σ
H
] cho phép.
Để thiết kế và tính toán ra các thôngsố hình học bánh răng vừa đáp ứng được
yêu cầu về tỉ số truyền, tại để cho ứng suất tiếp xúc sinh trong quá trình ăn khớp là
σ
H
không được lớn hơn [σ
H
] cho phép.
I- Thiết kế cặp bánh răng trụ thẳng cấp nhanh:
1- Chọn vật liệu.
Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất trung bình. Vì vậy ta chọn vật
liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp và
có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn
tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện.
Tra bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu bánh răng như sau:
a- Bánh nhỏ: Dùng thép 45, tôi cải thiện, có độ cứng HB = 241÷285, giới hạn bền
1b
σ
= 850(Mpa), giới hạn chảy
1ch
σ
= 580(Mpa). Ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là
HB
1
= 250.
b- Bánh lớn: Dùng thép 45, tôi cải thiện.

HB=241÷285 ;
2b
σ
= 750 (Mpa) ;
2ch
σ
= 450 (Mpa), ta chọn HB
2
= 220
2- Xác định ứng suất cho phép.
a- ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo công thức:
[ ]
0
lim
. . .
H
H R V XH HL
H
Z Z K K
S
σ
σ
=
Trong đó:
Z
R
- Hệ số xét đến độ nhám của 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.
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
V
.k
XH
= 1. Nên ta có:

[ ]
0
lim
.
H
H HL
H
k
S
σ
σ
=
0
limH
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
S
H

– hệ số an toàn.
Tra bảng 6.2[1]. Ta được:
S
H
= 1,1

0
limH
σ
= 2HB + 70
⇒
0
lim1H
σ
= 2.250 + 70 = 570 (MPa)

0
lim2H
σ
= 2.220 + 70 = 510 (MPa)
K
HL
: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng bộ
truyền.

HL
k
=
0
H

H
m
HE
N
N

Trong đó:
m
H
– bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, m
H
= 6 (Khi HB ≤ 350)
N
H0
- chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử kề tiếp xúc.
N
HO
= 30.
2,4
HB
H
H
HB
- độ rắn brinen
⇒ N
HO1
= 30.250
2,4
= 1,7.10
7

N
HO2
= 30.220
2,4
= 1,2.10
7
N
HE
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
= 60.C.n.t
Σ
.
Với: C- số lần ăn khớp trong một vòng quay, C = 1
n - Số vòng quay trong một phút, n
1
= 1455 (v/p); n
2
= 339,95 (v/p)
t
Σ
- tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
t
Σ
= 9.365.0,8.24= 63072(giờ).
⇒ N
HE1
= 60.1.1455.63072 = 550,62
7

N
HE2
= 60.1.339,95.63072 = 128,65
7
Ta thấy: N
HE1
> N
HO1
→ ta lấy N
HE1
= N
HO1
→ k
HL1
= 1
N
HE2
> N
HO2
→ ta lấy N
HE2
= N
HO2
→ k
HL2
= 1
Thay số vào ta được ứng suất cho phép của bánh răng:
[
H
σ

]
1
=
0
lim1
1
570
. .1 518, 2( )
1,1
H
HL
H
k MPa
S
σ
= =
[
H
σ
]
2
=
0
lim2
2
510
. .1 463,6( )
1,1
H
HL

H
k MPa
S
σ
= =
Do đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định
như sau:
[ ] [ ] [ ]
1 2
min( , ) 463,6( )
H H H
Mpa
σ σ σ
= =
b- ứng suất uốn cho phép:
[
F
σ
] =
0
lim
. . . . .
F
R S XF FL FC
F
Y Y K K K
S
σ
Trong đó:
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 đối với tập trung ứng suất.
K
XF
- Hệ số xét ảnh hưởng cuar kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ: Y
R
.Y
S
.K
XF
= 1. Nên ta có:
[
F
σ
] =
0
lim
. .
F
FL FC
F
K K
S
σ
0
limF

σ
- ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
S
F
– hệ số an toàn.
Tra bảng 6.2[1]. Ta được:
S
F
= 1,75

0
limF
σ
= 1,8HB
⇒
0
lim1F
σ
= 1,8.250 = 450 (MPa)

0
lim2F
σ
= 1,8.220 = 396 (MPa)
K
FL
- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng bộ
truyền.

FL

K
=
0
F
F
m
FE
N
N

Trong đó:
m
F
– bậc của đương cong mỏi khi thử về uốn, m
F
= 6 (Khi HB ≤ 350)
N
F0
- chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sớ khi thử kề uốn.
N
FO
= 4.10
6

(xác định với mọi thép)
N
FE
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
N
FE

= 60.C.n.t
Σ
= N
HE
(bộ truyền chịu tải trọng tĩnh)
⇒ N
FE1
= N
HE1
= 5506,2
6
N
FE2
= N
HE2
= 1286,5
6
Ta thấy: N
FE1
> N
FO1
→ ta lấy N
FE1
= N
FO1
→ K
FL1
= 1
N
FE2

> N
FO2
→ ta lấy N
FE2
= N
FO2
→ K
FL2
= 1
K
FC
- hệ số xét đến ảnh hưởng đạt tải.
K
FC
= 1 (đặt tải 1 phía do bộ truyền quay 1 chiều)
Thay số vào ta được ứng suất uốn cho phép của bánh răng:
[
F
σ
]
1
=
0
lim1
1
450
. . .1.1 257,14( )
1,75
F
FC FL

F
K K MPa
S
σ
= =
[
F
σ
]
2
=
0
lim2
2
396
. . .1.1 226,3( )
1,75
F
FC FL
F
K K MPa
S
σ
= =
3- Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:
a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Khoảng cách trục xác định theo công thức:
a
w
= k

a
(u + 1)
[ ]
1 Hβ
3
2
.
. .
H ba
T K
u
σ ψ

Trong đó:
k
a
- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5[1], ta được k
a
= 49,5(MP
a
1/3
)
T
1
- Momen xoắn trên bánh chủ động, T
1
= 44185,98 (N.mm).
u - Tỉ số truyền, u = 4,28
[

H
σ
]: ứng suất tiếp xúc cho phép, [
H
σ
] = 463,6 (Mpa)
ψ
ba
-hệ số chiều rộng bánh răng, tra bảng 6.6[1]. Ta chọn ψ
ba
= 0,3.
K
Hβ
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải tọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc. Ta có:
ψ
bd
= 0,5. ψ
ba
(u+1) = 0,5.0,3.(4,28+1) = 0,79
Với ψ
bd
= 0,79 tra bảng (6.7) [1],ta được K
Hβ
= 1,02.
Thay số vào ta được:
a
w
= 49,5(4,28+ 1).
3

2
44185,98.1,02
142,86( )
463,6 .4,28.0,3
mm
=
Chọn a
w
= 143 (mm)
b-Xác định thông số ăn khớp:
● Xác định môđun
m = (0,01÷0,02) a
w
= (0,01÷0,02) .143 = 1,43÷2,86
Theo bảng 6.8 [1]. Ta chọn mô đun tiêu chuẩn là m =2 (mm).
● Số răng trên banh lớn và bánh nhỏ
+ Xác định số răng bánh nhỏ (chủ động)
Z
1
=
( )
2
2.143
27,08
1 2(4,28 1)
w
a
m u
= =
+ +

Lấy Z
1
= 27(răng).
+ Xác định số răng bánh lớn (bị động)
Z
2
= u
1
.Z
1
= 4,28.27 = 115,56
Lấy Z
2
= 116 (răng).
Số răng tổng là : Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 27 + 116 = 143 (răng).
4- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện
sau:
H
σ
= Z
M
.Z
H

.Z
ε
.
1
2
w w
2 ( 1)
[ ]
b . .
H
H
T K u
u d
σ
+
≤
Trong đó:
Z
M
- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1] ta có Z
M
= 274(MPa)
1/3

Z
H
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Z
H

=
tw
b
Sin
Cos
α
β
2
2

Với: β
b
- Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ = 0,(vì β=0)
⇒
β
b
= 0
Tra bảng 6.11[1] ta có:
Khoảng cách trục chia: a =
2 1
0,5 ( )
0,5.2(116 27)
143( )
os 1
m Z Z

mm
c
β
+
+
= =
Góc profin răng:
α
t
= arctg(
β
α
cos
tg
) = arctg
( 20 ) 20tg =
o o
.(Theo tiêu chuẩn thì α = 20
o
).
Góc ăn khớp α
tw
= arccos
0
. os
143. os20
20 0'
143
t
w

a c
c
a
α
 
 
= =
 ÷
 ÷
 
 
o
Thay số vào ta được: Z
H
=
2. 0
1,76
40 0'
Cos
Sin
=
o
o
Z
ε
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Ta có ε
β
=b
w

.sinβ/
π
m = 0 (vì β = 0)
⇒ Z
ε
=
4
3
a
ε
−

Với:
a
ε
-hệ số trùng khớp ngang

a
ε
= [1,88-3,2(
1 2
1 1 1 1
)]. os 1,88 3,2( ) 1,73
27 116
c
Z Z
β
+ = − + =
⇒
Z

ε
=
4 1,73
0,87
3
−
=
K
H
- Hệ số tải trong khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K
HV
Với: K
H
β
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, tra bảng 6.7[1], ta có K
H
β
= 1,02,(sơ đồ 7)
K
H

α
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, K
H
α

=1( bánh răng thẳng).
K
HV
: Hệ số kế đếm tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
K
HV
=1+
1
1β
. .
2. . .
H w w
H H
v b d
T k k
α
Với V
H
=
0
. . . .
w
H
a

g V
u
δ
V- vận tốc vòng, V =
1 1
3
.
6.10
dw n
π
d
w1
- đường kính vòng lăn bánh nhỏ.
Tra bảng 6.11[1] ta có d
w1
= 2a
w
/(u + 1)
⇒ d
w1
=
2.143
54,17
4,28 1
=
+
⇒ V =
3,14.54,17.1455
4,12
60.1000

=
(m/s).
Tra bảng 6.13[1] ta có cấp chính xác động học là 8.

H
δ
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15[1] ta được
H
δ
=0,004

0
g
-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2.
Tra bảng 6.16[1] ta được
0
g
=56
→
H
v
=
143
0,004.56.4,12 5,3( / ).
4,28
m s
=
b
w
- chiều rộng vành răng, b

w
= ψ
ba
.a
w
= 0,3.143 = 42,9 (mm)
→ K
HV
=1+
5,3.42,9.54,17
1,14.
2.44185,98.1,02.1
=
→ K
H
= K
H
β

.K
H
α

.K
HV
= 1,02.1.1,14 = 1,16
Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc là:
H
σ
= 274.1,8.0,87.

2
2.44185,98.1,16.(4,28 1)
430,07
42,9.4,28.(54,17)
+
=
(MPa).
Mà [σ
H
]
sb
= 463,6 (Mpa)
⇒
[ ]
H H
σ σ
<
sb
+ Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp bánh răng.
[ ] [ ]
0
lim
sb
. . . . .
H
H R V XH HL H R V XH
cx
H
Z Z K K Z Z K
S

σ
σ σ
= =
Trong đó:
Z
V
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
Vì V = 4,12 (m/s) < 5 (m/s), nên lấy Z
V
= 1.
Z
R
– hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc
Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, độ
nhám đạt được: R
Z
= 10÷40 µm. Do đó Z
R
= 0,9
K
XH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Vì đường kính vòng đỉnh d
a
< 700 mm => lấy K
XH
= 1
⇒
[ ]
H

cx
σ
= 463,6.0,9.1.1 = 417,24 (MPa)
∆
H
σ
[ ]
417,24 430,07
.100% .100% 2,98% 4%
430,07
H CX H
H
σ σ
σ
−
−
= = = <
.
⇒ Vậy điều kiện tiếp xúc được thoả mãn.
+ Tính lại chiều rộng bánh răng
b'
w
= ψ
ba
.a
w
.
2 2
430,07
( ) 0,3.143( ) 45,58

[ ] 417,24
H
H
σ
σ
= =
Lấy b
w
=46(mm)
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 một giá trị cho phép.
1 1
1
1
2 . . . .
. .
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m
ε β
σ
=
≤ [
1F
σ
]
2F

σ
=
2
1
1
F
F
F
Y
Y
σ
≤ [
2F
σ
]
Trong đó:
T1 - Mômen xoắn trên bánh chủ động, T1 = 44185,98 (Nmm)
m - Modul, m = 2 (mm)
b
w
: Chiều rộng vành răng b
w
= 46 (mm)
d
w1
- Đường kính vòng lăn bánh chủ động, d
w1
= 54,17 (mm)
Y
ε

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y
ε
=
1
α
ε
ε
α
- hệ số trùng khớp ngang ε
α
= 1,75
⇒ Y
ε
=
1 1
0,57
1,75
α
ε
= =

Y
β
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng , Y
β
=
1
(bánh răng thẳng).
Y
F1

và Y
F2
- Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương
đương :
Z
V1
=
1
3 3
27
27
cos 1
Z
β
= =
Z
V2
=
2
3 3
116
116
cos 1
Z
β
= =
K
F
- Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K

F
=K
F
β
.K
F
α
.K
Fv
Trong đó:
K
F
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn, tra bảng 6.7[1]ta có K
F
β
= 1,03.
K
F
α
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn, K
F
α
=1 (bánh răng thẳng).
K
Fv
- Hệ số kể đén tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
K

Fv
= 1+
1
1β
. .
2 . .
F w w
F F
v b d
T K K
α
Với v
F
= δ
F
.g
0
.v.
w
a
u
Trong đó:
V- vận tốc vòng, V = 4,12 (m/s).
δ
F
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15[1] ta có δ
F
= 0,011
g

0
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Tra bảng 6.16[1] ta có g
0
= 56
⇒ v
F
= 0,011.56.4,12.
143
14,57( / ).
4,28
m s=
⇒ K
Fv
= 1 +
14,67.46.54,17
1,4
2.44185,98.1,03.1
=
⇒ K
F
= K
F
β
.K
F
α
.K
Fv
= 1,03.1.1,4 = 1,44

Vậy ứng suất uốn là:
( )
1
2.44185,98.1,44.0,57.1.3,9
56,76 MPa
46.54,17.2
F
σ
= =
.
( )
2
3,6
56,76. 52,39 MPa
3,9
F
σ
= =
⇒
( )
1 1
56,76 [ ] 257,14 MPa
F F
σ δ
= < =

( )
2 2
52,39 [ ] 226,3 MPa
F F

σ δ
= < =