Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động cơ khí

ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH



Đồ án môn học chi tiết máy:
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


Mục lục

Lời nói đầu
Phần I: Tính toán động học………………………………………………………3
1.1. Chọn động cơ………………………………………………………… 3
1.2. Phân phối tỷ số truyền……………………………………………….…3
1.3. Tính các thông số …………………………………………………… 4
Bảng số liệu ……………………………………………………………….…5
Phần II. Tính toán thiết kế chi tiết máy……………………………………….…5
I.Tính bộ truyền đai…………………………………………………… ….5
1.1 Chọn loại đai…………………………………………………… 5
1.2 Xác định thông số bộ truyền…………………………………… 5
1.3 Xác định số đai z………………………………………………….6
1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục…… … 7
1.5 Các thông số hình học và kích thước bộ truyền đai………………7
II. Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc……………………………7
2.1 Chọn vật liệu………………………………………………… ……7

2.2 Ứng suất cho phép…………………………………………… … 8
2.3 Truyền động bánh răng trụ…………………………………… …10
2.3.1Cấp nhanh……………………………………………… 10 -16
2.3.2 Cấp chậm………………………………………………… 16-22
2.4 Tính trục……………………………………………………… … 22
2.4.1 Thiết kế trục……………………………………………… ….22
a. Chọn vật liệu……………………………………………… 22
b. Xác định đường kính sơ bộ trục…………………………… 22
c. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực 23
d.Xác định trị số và chiều dài các trục tác dụng lên trục………24
e. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục……………25
f. tính các moomen tương đương tại các tiết diện trục……… 28
g. kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi……………………………29
2.5 Chọn ổ lăn……………………………………………………….… 31

***Tài liệu tham khảo:
1.Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1+2 của 2 thầy Trịnh Chất & Lê Văn
Uyển.
2.Hình họa vẽ kỹ thuât của thầy Trương Minh trí ĐHSPKT TP.HCM

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


3.Dung sai- kỹ thuật đo của thầy Trần Quốc Hùng ĐHSPKT TP.HCM
4.sách sức bền vật liệu khoa XD& CHƯD.Trường ĐHSPKT TP.HCM
Lời nói đầu:
Đồ án nguyên lí chi tiết máy là môn học mang tính khoa học sâu sắc.

Qua môn học sinh viên được trang bị khá nhiều kỹ năng,đơn cử như kỹ
năng tính toán,kỹ năng giải quyết vấn đề khó nảy sinh trong quá trình
thực hiện đồ án.
Đồ án nguyên lý máy là cơ hội để sinh viên có thể tổng hợp lại nhưng
kiến thức cơ sở nền đã được học trong 2 năm vừa qua,rèn luyện tính
độc lập và phát huy tính sang tạo cao trong học tâp.
Qua sự hướng dẫn đầy nhiệt tình của thầy VĂN HỮU THỊNH .Em đã
tiến hành thực hiện đồ án .
Trong quá trình thực hiện có gi sai xót mong quí Thầy thứ lỗi và sữa
cho Em để khi thực hiện các đồ án kế tiếp cũng như quá trình lĩnh hội
các kiến thức mới khỏi mắc phải sai lầm và khuyết điểm.
Em xin chân thành cảm ơn!

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


Trường ĐHSPKT TP HCM ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Khoa XD&CHUD THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Bộ môn: Thiết kế công nghiệp ( Đề số : 01—Phương án :10)
A. ĐẦU ĐỀ:
1. Sơ đồ động:

1.Các số liệu ban đầu:

a. Lực vòng trên xích tải (2F) : 4800 (N)
b. Vận tốc xích tải (V) : 1,4 (m/s)
c. Số răng đĩa xích (Z) : 9 (răng)

d. Bước xích (P) : 110 (mm)
e. Số năm làm việc (a) : 5 (năm)
2. Đặc điểm của tải trọng:
Tải trọng va đập nhẹ, quay một chiều
3Ghi chú :

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


Năm làm việc (y)300 ngày, ngày làm việc(d) 2 ca, 1 ca(8) h.
Sai số cho phép về tỉ số truyền ∆i=2÷3%.
B.KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ:

1. Một bản thuyết minh về tính toán
2. Một bản vẻ lắp hộp giảm tốc( khổ A0)

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


B/PHẦN THUYẾT MINH
PHẦN I . TÍNH ĐỘNG HỌC
I.1/ Chọn động cơ.
1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.
Công suất trên trục công tác:

Pt=
2 .
1000
F V
=
4800.1,4
1000
=6,72 ( kw)
2 F=4800(N)- lực vòng trên xich tải
V= 1,4(m/s)-Vận tốc xích tải
Công suất yêu cầu trên trục động cơ:
P
ct
=P
t
/η
ht
.
Trong đó: η là hiệu suất truyền động. β :Hệ số thay đổi tải trọng
Hiệu suất truyền động:
η
ht
= η
đ.
.η
m
ổ
.η
k
br .

η
nt
.
m: số cặp ổ lăn (m=4)
k: số cặp bánh răng (k=2);
tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có
hiệu suất của bộ truyền xích để hở: η
đ
.=0,96
hiệu suất của các cặp ổ lăn: η
ổ
.=0,98
hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : η
br
=0,99
hiệu suất nối trục
.
η
nt=1
vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là
η=0,96.0,98
4
.0,99
2
.1=0,886
Do đó:
P
ct
=P
t

/η
ht
=6,72/0,886=7,58(Kw).
chọn công suất định mức của động cơ:
p
đc>
P
ct
vậy ta chọn p
đc
=11 (Kw).
Ứng với công suất của động cơ ta chọn
db
n
=1500(vòng/ phút)
Tra bảng P1.3 ta chọn động cơ 4A132M4Y3 :
Trong đó:
p
đc
=11 (Kw).

dc
n
=1458(vòng/ phút)

osc
ϕ
= 0.87

.

µ%=87.5

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


I.2. Phân phối tỷ số truyền.
1.2. 1 Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ:
Số vòng quay trên trục công tác:
V=
. .
60.1000
Z p n
(v/p)

4 4
6.10 . 6.10 .1,4
85
. 9.110
V
n
Z p
⇒ = = =
(v/p)
Trong đó: V=1,4(m/s)
Z=9 (răng)
P=110(mm)
Tỷ số truyền chung:u

c
=n
đc
/n
t
=1458/85=17,15
Mà U=U
đ
.U
h
Chọn u
đ
=2,5
⇒
u
h
=17,15/2,5=6,86.
Ta có: u
h
=u
n
.u
c
.
Trong đó: u
n
là

tỷ số truyền cấp nhanh, u
c

là tỷ số truyền cấp chậm.
Để đảm bảo hộp giảm tốc được bôi trơn bằng phương pháp thăm dầu thì
U
n
=(1.2÷1.3) U
c.
Chọn U
n
=1.2 U
c.
⇒
1.2U
c
.U
c
=U
hgt
=6,86

⇒
U
n
=2,39 ; U
1
=1,2.2,39=2,87
Kiểm tra :

d d
. .
t n c

u u u u u− =
17,15-2,5.2,39.2,87=0.00175
∈
(0.01
→
0.09) thõa mãn
I.3. Tính các thông số.
I.3.1.Số vòng quay:
n
đc
=1458(vòng/phút)
⇒
n
1
=n
đc
/u
đ
=1458/2,5=583,2 (v/p)
⇒
n
2
=n
1
/u
n
=583,2/2,87=203,2(v/p)
⇒
n
3

=n
2
/u
c
=203,2/2,39=85 (v/p).
P
lv
=6,72 kW ;

3
P
=
lv
ol nt
P
η η
=
6.72
0.99*1
=6,79 kw

2
P
=
3
ol br
P
η η
=
6,79

0.99*0.98
=7 kw
1
P
=
2
ol br
P
η η
=
7
0.99*0.98
=7,22 kw
ct
P
=7,58 kw
I.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác.

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


T
đc
= 9,55. 10
6
.
6

7,58
9,55.10 .
1458
dc
dc
P
n
= =
49650N.mm.
T
1
=
6 6
1
1
7,22
.9,55.10 . .9,55.10 . 118229
583,2
P
n
= =
N.mm.
T
2


=
6 6
2
2

P
7
9,55. 10 . 9,55.10 . 328986
n 203,2
= =
N.mm.
T
3
= 9,55. 10
6
.
6
3
3
P
6,79
9,55.10 . 762876
n 85
= =
N.mm.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
PHẦN II.
TÍNH
TOÁN,
THIẾT KẾ
CHI TIẾT
MÁY.

I. TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI
1.1Chọn loại đai và tiết diện đai

-Theo hình 4.1 ta chọn loại đai thường tiết diện đai ƃ
1.2 Xác định thông số của bộ truyền
- Đường kính bánh đai nhỏ được chọn theo bảng 4.13 theo tiết diện đai là

1
d
=160 (mm)
-Vận tốc đai :
v=л
1
d
1
n
/60000 (m/s)
= 3,14.160.1458/60000=12,2 (m/s) nhỏ hơn vận tốc cho phép
axm
V
=25(m/s).
-Theo công thức 4.2 :

2
d
=u
1
d
(1-ε)
-Trong đó : u-tỉ số truyền
ε –hệ số trượt (0,01-0,02)
chọn ε =0,02

2
d
=2,5.160 (1-0,02)=392 (mm)
-Theo bảng 4.26 chọn đường kính tiêu chuẩn của
2
d
=400 (mm)

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
Trục
Th.số
T.S truyền
Động cơ I II III
U
d
=2,5 U
n
=2,87 U
c
= 2,39
P(kW) 7,58 7,22 7 6,79
n (vg/ph) 1458 583 203 85
T(N.mm) 49650 118229 328986 762876
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


-Như vậy theo tỉ số truyền thực tế

t
u
=
2
d
/(
1
d
(1- ε))=400/{160(1-0,02)}=2,55
-Kiểm tra tỉ số truyền

∆
u=(
t
u
-u)/u={(2,55-2,5)/2,5}.100%=2%<4%
-Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a=1,2
2
d
=480 (mm)
-Theo công thức 4.4 chiều dài đai:
l= 2a+0,5. л(
1
d
+
2
d
)+(
2
d

-
1
d
)
2
/(4a)
=2.480+0,5.3,14(160+480)+(480-160)
2
/(4.480)
= 2018 (mm)
-Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là: l=2000 (mm)
- Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 s , theo 4.15
i=v/l= 12,2/2=6,1/s<10/s.
-Tính khoảng cách a theo chiều dài tiêu chuẩn l=2000mm:
Theo (4. 6) , a= (
λ
+
2 2
8
λ
+ ∆
)/4,
-Với
λ
=2000-0,5.3,14(160+400)=1120,8

∆
=(
2
d

-
1
d
)/2=(400-160)/2=120
a= (1120,8+
2 2
1120,8 8.120+
)/4=573 (mm)
-Theo (4.7) góc ôm :

1
α
=180-57(
2
d
-
1
d
)/a=180-57(400-160)/573=156
o
>
min
α
=120
o
.
1.3 Xác định số đai z:
Theo công thức (4.16)
z=
1

P

d
K
/([
0
P
]
C
α
1
C
u
C
z
C
)
- theo bảng (4.7).
d
K
=1,25
- với
1
α
=156
o
,
C
α
=1-0,0025(180-

1
α
) (xem trang 61)
-
C
α
=1-0,0025(180-156)=0,94
- với l/
0
l
=2000/2240=0,89 (
0
l
tra bảng 4.19)
- C
1
=0,95 tra bảng 4.16
- theo bảng 4.17 , u=2,5,
u
C
=1,135
- theo bảng 4.19, [
0
P
]=2,71kw(v=12,2m/s,
1
d
=160mm)
-
1

P
/ [
0
P
]=7,58/2,71=2,8 do đó
z
C
=0,95 tra bảng 4.18
- Do đó
z=7,58.1,25/(2,71.0,94.0,95.1,135.0,9)=3,63
lấy z=4 đai

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


- chiều rộng bánh đai , theo công thức 4.17 và bảng 4.21
B=(z-1)t+2e=3.19+2.12,5=82 mm
-Đường kính ngoài của bánh đai

a
d
=d+2
0
h
=160+2.4,2=168,4 (mm)
1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục
-Theo 4.19

0
F
=780.
1
P
.
d
K
/(v.
C
α
.z)+
v
F
Trong đó :
v
F
=
m
q
.
2
v
-định kỳ điều chỉnh lực căng
Với
m
q
=0,178 kg/m –tra bảng 4.22

v
F
=0,178.
2
12,2
=26,5 (N)
Do đó
0
F
=780.7,58.1,25/(12,2.0,94.4)+26,5
=188 (N)
-theo 4.21 lực tác dụng lên trục là:

r
F
=2.
0
F
.z sin(
1
α
/2)
=2. 188.4.sin(156/2)=1471 (N)
1.5 Các thông số hình học và kích thước bộ truyền đai
Đường kính bánh đai nhỏ
1
d
=160 (mm)
Đường kính bánh đai lớn
2

d
=400 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai
a
d
= 168,4( mm)
Góc ôm
1
α
=156
o
Khoảng cách trục a = 573( mm)
Chiều rộng bánh đai B = 82( mm)
Chiều dài đai l = 2000 (mm)
Số đai z = 4
Lực tác dụng lên trục
r
F
=1471 (N)


SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


II.TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
1. Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong

thiết kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh
răng như nhau
Với
)1510(
21
÷+≥ HBHB

Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện
Bánh nhỏ : HB=241…285 có

.850
1
MPa
b
=
σ

.580
1
MPa
ch
=
σ
Chọn HB
1
=250
Bánh răng lớn : HB=192…240 có

2
2

750 .
450 .
b
ch
MPa
MPa
σ
σ
=
=

Chọn HB
2
=220
2.Ứng suất cho phép
a.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
]
theo công thức 6.1 và 6.2:
HLxHvRH
H
H
KKZZS ).(][
lim
0
σσ
=
FLFCxFsRF

F
F
KKKYYS ).(][
lim
0
σσ
=
Trong đó:
Z
R
-hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
v
- hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
Y
S
–hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
K
xF
–hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ
1
1
=

=
xFSR
xHVR
KYY
KZZ
K
FC
– hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên
K
FC
=1
S
H
, S
F
–hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta
có : S
H
=1,1; S
F
=1,75.

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


lim
0

lim
0
;
FH
σσ
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với
chu kì cơ sở (bảng 6.2)
Ta có
)(57070250.270.2
1
lim
0
lim
0
31
MPaHB
HH
=+=+==
σσ
)(450250.8,1.8,1
1
lim
0
lim
0
31
MPaHB
FF
====
σσ

2 4
0 0
lim lim 2
2. 70 2.220 70 510( )
H H
HB MPa
σ σ
= = + = + =
2 4
0 0
lim lim 2
1,8. 1,8.220 396( )
F F
HB MPa
σ σ
= = = =
.
K
HL
, K
FL
-hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

H
m
HE
HO
HL
N

N
K =
F
m
FE
FO
FL
N
N
K =
m
H
, m
F
-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và độ
bền uốn uốn.
Vì HB ≤ 350: m
H
= 6, m
F
= 6.
N
HO
, N
FO
– số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
4,2
.30
HB
HN

HO
=
→
.10.71,1250.30
74,2
1
==
HO
N

2
2,4 7
30.220 1, 26.10 .
HO
N = =
N
FO
=4.10
6
( đối với tất cả các loại thép)

Theo 6.7:
N
HE
, N
FE
- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng thay đổi nên ta có:
N
HE

=60c
Σ
(T
i
/T
max
)
3
n
i
t
i
N
HE
=60cn
i
/u
j
.
Σ
t
i
Σ
(T
i
/T
max
)
3
t

i
/t
ck
N
FE
=60c
Σ
(T
i
/T
max
)
6
n
i
t
i
N
FE
=60cn
j
/u
j
.
Σ
t
i
Σ
(T
i

/T
max
)
6
t
i
/t
ck
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
n
i
- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i
t
i
- thời gian làm việc ở chế độ thứ i
I
h
=
Σ
t
i
- Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) .

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


I

h
=5.300.2.8=24000h
Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng.
Ta có:
1
3 3 7
HE
60.1.583
N .24000.(0,8 .0,6 1 .0,2) 14,8.10
2,87
= + =
>N
HO1
=1,71.10
7

do đó K
HL1
=1
ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép :
o
H
H lim
][
σσ
=
. K
HL1
/S
H

Với S
H
= 1,1
][
H
σ
1sb
=570.1/1,1=518,2 MPa
][
H
σ
2sb
=510.1/1,1=436,6 MPa
Suy ra
][
H
σ
m12
=(
][
H
σ
1sb
+
][
H
σ
2sb
)/2=(518,2+436,6)/2=477,4 MPa
Ta thấy

][
H
σ
m12
<1,25
][
H
σ
2
=545,75

1
6 6 7 6
FE FO
60.1.583
N .24000.(0,8 0.6 1 0.2) 22.10 N 4.10
2,87
= + = > =
do đó K
FL1
=1
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép
o
F
F lim
][
σσ
=
. K
FL1

/S
F
][
F
σ
1sb
=450.1/1,75=257,14 MPa

][
F
σ
2sb
=396.1/1,75=226, 3 MPa
Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng nghiêng, ta có:
( )
3 3 7 7
2 2
203
60.1. .24000. 0,8 .0,6 1 0,2 6,2.10 1,26.10
2,39
HE HO
N N= + = > =
do đó theo công thức 6.3 thì K
HL2
=1
ứng suất tiếp xúc (sơ bộ)cho phép :
o
H
H lim
][

σσ
=
. K
HL2
/S
H
][
H
σ
3sb
=570.1 /1,1=518,2 MPa
][
H
σ
4sb
=510.1/1,1=463,6MPa
Suy ra
][
H
σ
m34
=(
][
H
σ
3sb
+
][
H
σ

4sb
)/2=(570+510)/2=540MPa
Ta thấy
][
H
σ
m34
<1,25
][
H
σ
4
=637,5

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


6 6 7 6
FE2 FO
60.1.203
N .24000(0,8 0,6 1 0,2) 4,4.10 N 4.10
2,39
= + = > =
do đó K
FL2
=1
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép:

o
F
F lim
][
σσ
=
. K
FL2
/S
F
][
F
σ
3sb
=450.1/1,75=257,14 MPa
][
F
σ
4sb
=423.1/1,75=241,7 MPa
b.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

chH
σσ
.8,2][
max
=
(công thức 6.13)

][1260450.8,2][][

][1624580.8,2][][
max4max2
max3max1
MPa
MPa
HH
HH
===
===
σσ
σσ
c.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:


max
[ ] 0,8.
F ch
σ σ
=
=2,8.450=1260 Mpa(công thức 6.14)

][
F
σ
1max
=
][
F
σ
3max

=0,8
σ
ch1
=0,8.580=464 MPa

][
F
σ
2max
=
][
F
σ
4max
=0,8
σ
ch2
=0,8.450=360 MPa
3. Truyền động bánh răng trụ nghiêng
3.1. Đối với cấp nhanh .
a. Các thông số cơ bản của bộ truyền.

Khoảng cách trục a
w1

Theo công thức (6.15a):
2
1
3
1 1

2
1
.
.( 1)
[ ] . .
H
w a
H ba
T k
a K u
u
β
σ ψ
= +

1
T
=118229 (Nmm); và tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=43; K
d
=67,5
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
0,3 0,5
ba
ψ
= ÷
.chọn

ba
ψ
=0,4
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7 với
1
0,53. .( 1) 0,53.0,4.(2,87 1) 0,8
bd ba
u
ψ ψ
= + = + =

Chọn được
.
β
H
K
=1,12.(sơ đồ 2)
⇒

3
1
2
118229.1,12
43.(2,87 1). 130[ ].
490,9 .2,87.0,4

w
a mm= + =
Chọn a
w1
=140 mm

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH



b.Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m:
Theo 6.17
m
12
=(0,01
÷
0,02) a
w1
=1,4
÷
2,8
Theo bảng 6.8: Chọn m
12
=2,5.
-Xác định số răng , hê số dịch chỉnh
Chọn sơ bộ

β
=
10
o
, do đó cos
β
=0,9848
Theo công thức 6.31 ta có:
Số răng bánh nhỏ:
1
z
=2 a
w1.
cos
β
/[m( u
1
+1)]=2.140.0,9848/[2,5.(2,87+1)]=28,5
Chọn z
1
=28(răng)
Số răng bánh lớn
z
2
=u
1
.z
1
=2,87.28=80,36 (răng)
Chọn z

2
=80 răng
z
t
=z
1
+z
2
=23+80=108.
Tỷ số truyền thực:
2
1
1
80
2,86.
28
t
z
u
z
= = =
Sai lệch tỷ số truyền :
1 1
1
2,87 2,86
100% .100% 0,35%
2,87
t
u u
u

u
− −
∆ = = =
cos
β
= m
12
.(z
1
+z
2
)/( 2 a
w1
)=2,5.108/(2.140)=0,9643

β
=15,36
o
=15
o
22’
Theo bảng 6.9 truyền động bánh răng nghiêng với z
1
=28 >z
min
(=16 )+2
Vậy hệ số dịch chỉnh x=0, y=0
c.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Công thức 6.33 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc là
1

1
2
w
2. . .( 1)
. . . [ ].
. .
H t
H M H H
w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ σ
+
= ≤
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Theo (6.35)
tg
β
b
=cos

α
t.
.tg
β

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


với
α
t
=
α
tw
=arctg(tg
α
/cos
β
)=arctg(tg20/0,9848)
=20
o
17' (đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh)
Với
α
=20
o
theo bảng 6.11

Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twbH
Z
αβ
2sin/cos.2=
b
β
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
βαβ
tgtg
tb
.cos=
.= cos20
o
17' tg15
o
21’32”=0,257
b
β
=14
o
41'
ở đây : α
t
–góc profil răng. α
tw
là góc ăn khớp.
( )

0
0
2 os14 41'
1,72
sin 2.20 17 '
H
c
Z→ = =
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ
số trùng khớp dọc
β
ε
.
π
β
ε
β
.
sin.
m
b
w
=
=
0,4.140.sin15 22'
2,5.3,14
o
=1,9 ;

với b
w
là bề rộng vành răng.
b
w
=
ba
ψ
.a
w1
=0,4.140=56
Khi đó theo công thức (6.36a):
1/Z
ε α
ε
=
.
Với ε
α
-hệ số trùng khớp ngang ,có thể tính gần đúng theo
công thức:
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 cos 1,88 3,2 cos15 22' 1,664.
28 80z z
α
ε β
 
 
 

 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
o
1/1,664 0,775.Z
ε
→ = =
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
w1
d
=2
w1
a
/(u
t
+1) =2.140/(2,86+1) = 72,539
K
H
–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

HvHHH
KKKK
αβ

=
Với
β
H
K
=1,15 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
α
H
K
=1,13(với bánh răng trụ) -hệ số xét đến sự phân bố
không đều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp.với bánh răng
nghiêng thì tra bảng (6.14). với vận tốc vòng v, tính theo công thức:

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


v=πd
w1
n
1
/60000 (m/s)
v=3,14.72,5.583/60000=2,214m/s
Hv
K
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.
Công thức 6.41:

1 1
1
. .
1 .
2. . .
H w w
Hv
H H
b d
K
T K K
β α
υ
= +
T
1
-momen xoắn trên trục 1. T
1
=118229(Nmm)
. . . /
H H o w
t
g v a u
υ δ
=
.
H
δ
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15:

H
δ
=0,002.
g
o
-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=2,214 (m/s) ta chọn cấp
chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13)
ta có: g
o
= 73.
0,002.73.2,2. 140/ 2,86 2,26
2,26.56.72,539
1 1,03.
2.118229.1,15.1,13
H
Hv
K
υ
→ = =
→ = + =

H
K
=
β
H
K
.
α

H
K
.
Hv
K

1,15.1,13.1,03 1,34.= =
2
2.118229.1,34.(2,86 1)
274.1,72.0,775. 437,96[ ]
56.2,86.72,539
H
MPa
σ
+
= =
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Theo 6.1Với v=2,2(m/s) <2,5 m/s ta có Z
v
=1
Với cấp chính xác động học là9 , 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
µ
, do đó :
Z
R
=0,95; với d

a
< 700mm suy ra K
xH
=1;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức 6.1
12 12
[ ] [ ] . .
H H m R v xH
Z Z K
σ σ
=
=490,9. 0,95.1.1=466,355MPa
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
12
do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc.
d. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức 6.43:
[ ]
1 1
1 1
1
2. . . . .

. .
F F
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
ε β
σ σ
= ≤

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


1 2
1
1
2
[ ]
F F
F F
F
Y
Y
σ
σ σ
= ≤
trong đó

1 1
0,6
1,664
Y
ε
α
ε
= = =
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số
trùng khớp ngang).
0
15,36
1 1 0,89
140 140
Y
β
β
= − = − =
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
1 2
,
F F
Y Y
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng
tương đương
1
1
3 3 0 0

28
31
cos cos 15 36
v
Z
Z
β
= = =
2
2
3 3
80
89
cos cos 15 36
v
Z
Z
β
= = =
o o
.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh
1
x
=0,
2
x
=0
ta có:
{

1
2
3,8.
3,61
F
F
Y
Y
=
=
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK
αβ
=
.
β
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính bảng 6.7:
β
F
K
=1,32.
α
F
K

- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm
việc êm là 6, ta có:
α
F
K
=1,37.
Fv
K
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
.
2

1
1
αβ
υ
FF
wwF
Fv
KKT
db
K +=
.
w ba w
b a
ψ
= =
0,5.140=70
0

. . .
w
F F
t
a
g v
u
υ δ
=
.
0,006
F
δ
=
. (bảng 6.15).
0
g =
73. (bảng 6.16).
v=
w1 1
/ 60000d n
π
=2,2 (m/s)
→
140
0,006.73.2,2.
2,86
F
υ
= =

6,74

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


→
6,74.70.72,5
1
2.118229.1,32.1,37
Fv
K = + =
1,08
→
. . 1,32.1,37.1,08
F F F Fv
K K K K
β α
= = =
1,95
Vậy:
1
2.118229.1,95.0,588.0,89.3,8
72,3[ ]
70.72,5.2,5
F
MPa
σ

= =
Và:

2
1 2 1
72,3.3,61
/ 68,685[ ]
3,8
F F F F
Y Y MPa
σ σ
= = =
Với m = 2,5; Y
S
= 1,08- 0,0695ln2,5 = 1,22
Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên Y
R
= 1
Do d
a
< 400mm nên K
xF
= 1 khi đó

[ ] [ ]
1
1
. . .
F F S R xF
sb

Y Y K
σ σ
= =
257.1,022.1.1=262,654 Mpa

[ ] [ ]
2
2
. . .
F F S R xF
sb
Y Y K
σ σ
= =
226,3.1,022.1.1=231,279 Mpa
⇒ σ
F1
=47,64MPa

< [σ
F1
] = 262,654Mpa; và
⇒ σ
F2
=45,24MPa

< [σ
F2
] = 231,279 Mpa
Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.

e.Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp cực đại:
Công thức 6.48:
.][.
maxmax HqtHH
k
σσσ
≤=
qt
k
- hệ số quá tải :
max
1.
qt
dn
T
k
T
= =
→
1max max
437,96. 1 437.96 [ ] 1260[ ].
H H
MPa
σ σ
= = ≤ =
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:

1max 1 1 max

. 90,86.1 90,86[ ] [ ] 464[ ].
F F qt F
k MPa MPa
σ σ σ
= = = ≤ =

2 2
max 2 max
. 86,31.1 86,31[ ] [ ] 360[ ].
F F qt F
k MPa MPa
σ σ σ
= = = ≤ =
f. Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh:
- Khoảng cách trục: a
w
= 140[mm].
- Mô đun pháp: m =2,5.
- chiều rộng vành răng: b
w
=56[mm].

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


- Tỉ số truyền : u
t

= 2,86.
- Góc nghiêng của răng:
β
= 15,36
0
- Số răng các bánh răng: Z
1
= 28 ; Z
2
= 80.
- Hệ số dịch chỉnh: x
1
= 0; x
2
= 0
Theo bảng 6.11:
- Đường kính vòng chia :
d
1
=72,59 mm
d
2
= =207,41 mm
-Đường kính vòng lăn:
d
w1
=72,5 mm
d
w2
= 207,35 mm

- Đường kính đỉnh răng :
1
2
77,59( )
221,41( )
a
a
d mm
d mm
=



=


- Đường kính đáy răng:
1
2
66,34( )
201,91
f
f
d mm
d mm
=



=



-Đường kính vòng cơ sở:
d
b1
=d
1
cosα=72,59.cos20
0
=68,2 mm
d
b2
=d
2
cosα=207,41.cos20
0
=194,9 mm
-Góc profil gôc: α= 20
0

-Góc profil răng: α
t
= 20
0
17’
-Góc ăn khớp: α
tw
= 20
0
17’

-Hệ số dịch chỉnh x
t1
=0;x
t2
=0
2. 2. Đối với cấp châm.(bánh răng nghiêng)
1. Các thông số cơ bản của bộ truyền.
Khoảng cách trục a
w2

Theo công thức (6.15a):
2
3
2 2
2
2
.
.( 1)
[ ] . .
H
w a
H ba
T k
a k u
u
β
σ ψ
= ±

2

T
là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của
bộ phân đôi.
2
T
=328986(N.mm)
][
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
K
a,
K
d
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=43; K
d
=67,5
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
4,025,0 ÷=
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
=0,4

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7 với
2
0,53. .( 1)
bd ba
u
ψ ψ
= +
=0,53.0,4.(2,39+1)=0,72
Chọn được
.
β
H
K
=1,27
⇒

3
2

2
328986.1,27
43.(2,39 1). 177,1[ ].
463,6 .2,39.0,4
w
a mm= + =
Chọn a
w2
=180 mm
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ d
w2
:
d
w2
=2.a
w2
/(u
2
+1)=2.180/(2,39+1)=106,2 (mm)
2.Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m:
34 2
(0,01 0,02).
w
m a= ÷
= 1,4
÷
2,8
Theo bảng 6.8: Chọn m
34

=2,5
-Xác định số răng , góc nghiêng
β

Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu.
Do đó, ta có
β
=
10
o
Công thức 6.31 ta có:
số răng bánh nhỏ:
0
2
3
34 2
2. .cos
2.180.cos10
41,8
.( 1) 2.5(2,39 1)
w
a
Z
m u
β
= = =
+ +

Chọn Z
1

=42 (răng)
Số răng bánh lớn
4 3
. 42.2,97 100,38Z u z= = =
răng
Chọn z
2
= 100 răng
Tỷ số truyền thực:
4
2
3
100
2,38
42
t
Z
u
Z
= = =
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
d
w2
=2a
w2
/(u
t2
+1)=2.140/(2,88+1)=72,16 mm
Tính lại góc
β

:
34 2
2
.
2,5.(42 100)
cos 0,986
2. 2.180
t
w
m Z
a
β
+
= = =

→
β
=9,56
0
=9
0
34’

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


3 .kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Công thức 6.33:
2
2
2
2. . .( 1)
. . . [ ].
. .
H t
H M H H
t w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ σ
+
= ≤
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twbH

Z
αβ
2sin/cos.2=
b
β
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
Theo (6.35)
tg
b
β
= cosα
t
.tg
β
=cos20,3
0
tg 9,56
0
=0,158

b
β
=8,98
0
ở đây : α
t
–góc profil răng. α
tw
là góc ăn khớp.
α

t
=α
tw
=arctg(tgα/cos
β
)=arctg(tg20/cos9,56)=20,3
0
2.cos8,98
1,74.
sin 2.20,3
H
Z→ = =
o
o
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ
số trùng khớp dọc
β
ε
tính theo công thức:
π
β
ε
β
.
sin.
12
1
m

b
w
=
; với b
w
là bề rộng vành răng.
2 2
. 0,4.180 72.
w ba w
b a
ψ
= = =
0
72.sin9,56
1,523 1.
2,5.
β
ε
π
= = >
Khi đó theo công thức (6.36c):
α
ε
ε
1
=Z
.
và hệ số trùng khớp ngang ε
α
có thể tính gần đúng theo công

thức:
( )
0
3 4
1 1 1 1
1,88 3,2 cos 1,88 3,2 cos 20,3 1,747.
42 100z z
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
1
0,757.
1,747
Z
ε
→ = =
K
H

–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH



HvHHH
KKKK
αβ
=
Với
1,15
H
K
β
=
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
α
H
K
=1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do
các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14).
Hv
K
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.
Công thức 6.41:

.
2

1
1
1
αβ
υ
HH
wwH
Hv
KKT
db
K +=
. . . /
H H o w t
g v a u
υ δ
=
.
v-vận tốc vòng, tính theo công thức:
v=πd
w2
n
2
/60000 (m/s)
v=3,14.106,51.203/60000=1,13m/s
H
δ
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.

Tra bảng 6.15:
H
δ
=0,002.
g
o
-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=1,57 (m/s) ta chọn cấp
chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13)
ta có: g
o
= 73.(bảng 6.16)
0,002.73.1,13. 180 / 2,38 1,435.
1,435.72.106,51
1 1,01.
2.328986.1,15.1,13
H
Hv
K
υ
→ = =
→ = + =

1,15.1,13.1,01 1,31.
H
K→ = =
2
2.328986.1,31.(2,38 1)
274.1,74.0,757. 441,8[ ]
72.2,38.106,51

H
MPa
σ
+
= =
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Với v=1,13(m/s) <5 m/s ta có Z
v
=1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,
khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
=2,5 1,25
m
µ
, do đó :
Z
R
=0,95; với d
a
< 700mm suy ra K
xH
=1
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức 6.1

34
[ ] [ ] . . .
H H m R v xH

Z Z K
σ σ
=
= 490,9.0,95.1.1=466,355 Mpa
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
do vậy bánh răng đủ bền.
4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức 6.43:

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


[ ]
3 3
3 3
2
2. . . . .
. .
F F
F F
w w

T K Y Y Y
b d m
ε β
σ σ
= ≤
3 4
3
3
4
[ ]
F F
F F
F
Y
Y
σ
σ σ
= ≤
trong đó
1 1
0,572
1,747
Y
ε
α
ε
= = =
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số

trùng khớp ngang).
0
9,56
1 1 0,947
180 140
Y
β
β
= − = − =
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
3 4
,
F F
Y Y
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng
tương đương
3
3
3 3 0
42
44.
cos cos 9,56
v
Z
Z
β
= = =
răng
4
4

3 3 0
100
104
cos cos 9,56
v
Z
Z
β
= = =
.răng
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:
{
4
3
3,7.
3,6.
F
F
Y
Y
=
=
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK
αβ
=
.

sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
bảng 6.7:
β
F
K
=1,07.
α
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm
việc êm là 9, ta có:
α
F
K
=1,37.
Fv
K
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
.
2

1
1
αβ
υ
FF
wwF
Fv
KKT

db
K +=
.
w ba w
b a
ψ
= =
0,4.180=72
0
. . .
w
F F
t
a
g v
u
υ δ
=
.
0,002
F
δ
=
. (bảng 6.15).
0
73g =
. (bảng 6.16).
v=
w 2 2
/ 60000d n

π
=1,13 (m/s)

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH
MSSV: 06103120
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: VĂN HỮU THỊNH


→
180
0,002.73.1,13. 4,3.
2,38
F
υ
= =

→
4,3.72.106,51
1 1,034
2.328986.1,07.1,1,37
Fv
K = + =

→
. . 1,07.1,37.1,034 1,5.
F F F Fv
K K K K
β α
= = =

Vậy:
3
2.328986.1,5.0,572.0,947.3,7
103, 2[ ]
72.106,51.2,5
F
MPa
σ
= =
Và:

4
103,2.3,6
100,4[ ]
3,7
F
MPa
σ
= =
Với m = 2,5; Y
S
= 1,08- 0,0695ln2,5 = 1,022
Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên Y
R
= 1
Do d
a
< 400mm nên K
xF
= 1 khi đó

[ ] [ ]
3
3
. . . 518,2.1,016.1.1 526,5
F F S R xF
sb
Y Y K MPa
σ σ
= = =


[ ] [ ]
4
4
. . . 463,6.1,016.1.1 471
F F S R xF
sb
Y Y K MPa
σ σ
= = =
⇒ σ
F3
=103,2MPa

< [σ
F1
]
3
= 262,654 Mpa; và

⇒ σ
F4
=100,4MPa

< [σ
F2
]
4
= 231,279 Mpa
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
5 .Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp cực đại:
Công thức 6.48:
.][.
maxmax HqtHH
k
σσσ
≤=
qt
k
- hệ số quá tải :
max
1.
qt
dn
T
k
T
= =
→

3max max
441,8. 1 103,2 [ ] 441,8[ ].
H H
MPa
σ σ
= = ≤ =
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
3max 3 3 max
. 103, 2.1 103,2[ ] [ ] 464[ ].
F F qt F
k MPa MPa
σ σ σ
= = = ≤ =
4 4
max 2 max
. 100,4.1 100,4[ ] [ ] 360[ ].
F F qt F
k MPa MPa
σ σ σ
= = = ≤ =
6 . Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp chậm :
- Khoảng cách trục: a
w2
=180[mm].
- Mô đun pháp: m
34
= 2,5.

SVTH: LÊ CÔNG THÀNH

MSSV: 06103120