TIỂU LUẬN NGUYÊN lý – CHI TIẾT máy THÔNG số TÍNH TOÁN THIẾT kế ĐỀPHƯƠNG án TÍNH TOÁN hệ dẫn ĐỘNG XÍCH tải8

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ
MINH KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

TIỂU LUẬN
NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY
THƠNG SỐ TÍNH TỐN THIẾT KẾ
ĐỀ/PHƯƠNG ÁN: TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI/8

GVHD: Văn Hữu Thịnh
SVTH: Đồn Nhật Dương
MSSV: 21146543
Lớp: Lớp T4 (tiết 345)

HỌC KỲ II
NĂM HỌC 2022-2023
TP. HỒ CHÍ MINH, ngày 25 tháng 4 năm 2023


Nguyên lý Chi tiết

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

TIỂU LUẬN
NGUN LÝ – CHI TIẾT MÁY
THƠNG SỐ TÍNH TỐN THIẾT KẾ
ĐỀ/PHƯƠNG ÁN: TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI/8

GVHD: Văn Hữu Thịnh

SVTH: Đoàn Nhật Dương
MSSV: 21146543
Lớp: Lớp T4 (tiết 345)

HỌC KỲ II
NĂM HỌC 2022-2023
TP. HỒ CHÍ MINH, ngày 25 tháng 4 năm 2023

2


Nguyên lý Chi tiết

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Nội dung
I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN................................. 4
1.1 Công suất trên trục độộ̣ng cơ điện............................................................................. 4
1.2 Xác định sơ bợộ̣ số vịng quay đồng bợộ̣..................................................................... 4
1.3 Chọn quy cách độộ̣ng cơ........................................................................................... 5
1.4 Phân phối tỉ số truyền u........................................................................................... 5
Bảng hệ thống số liệu........................................................................................................ 6
II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC..................................... 7
2.1 Chọn loại xích.......................................................................................................... 7
2.2 Xác định các thơng số của xích và bợộ̣ truyền........................................................... 7
2.3 Tính kiểm nghiệm xích về đợộ̣ bền............................................................................ 8
2.4 Đường kính đĩa xích................................................................................................ 9
2.5 Kiểm nghiệm đợộ̣ bền tiếp xúc của đĩa xích.............................................................. 9
2.67 XCác thơngđịnhlựcsố tácbộ dụngtruyềnlênxíchtrục................................................................................................................................................................................ 10
III. TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN...............................................TRONG CỦA HỘP GIẢM TỐC......................................................... 10

11
3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng............................................................................. 11
3.2 Xác định ứng suất cho phép................................................................................... 11
3.3 Xác định thông số cơ bản của bợộ̣ truyền................................................................ 13
3.4 Xác định thơng số hình học của bộộ̣ truyền............................................................. 14
3.5 Kiểm nghiệm răng về độộ̣ bền tiếp xúc................................................................... 14
3.6 Kiểm nghiệm răng về độộ̣ bền uốn.......................................................................... 17
IV. TÍNH TỐN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC....................................... 19
4.1. Chọn vật liêu........................................................................................................ 19
4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục....................................................................... 20
4.3 Xac định khoang cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lưc......................................... 20
4.4 Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục...................................21
Tính tốn phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục II....24
4.5 Tính tốn về đợộ̣ bền mỏi........................................................................................ 27
4.6 Tính kiểm nghiệm trục về đợộ̣ bền tĩnh................................................................... 29
Tài liêu tham khao........................................................................................................... 30

3


Nguyên lý Chi tiết

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN


Các thơng số
Lực vịng trên xích tải: P = 4800 (N)
Vận tốc vịng của xích tải: V = 1.15 (m/s)

Số răng của xích tải: Z = 9 (răng)
Bước xích của xích tải: p = 110 (mm)

-

1.1 Công suất trên trục độộ̣ng cơ điện
P =
ct

Pt
ɳ

Gọi Pct: công suất cần thiết trên trục độộ̣ng cơ (kW)
Pt: cơng suất tính tốn trên trục máy cơng tác (kW)
ɳ: hiệu suất truyền đợộ̣ng
Trong đó, trường hợp tải trọng khơng đổi: Pt = Plv
F×v
P=P =
t

lv

1000

Ta có: lực vịng trên xích tải: F = 4800 (N)
vận tốc vịng của xích tải: v = 1.15 (m/s)
=> Pt =
Với ɳ=ɳnt × ɳbr ×ɳ x × ɳ3ổ= 1×0.98×0.93×0.993 = 0.884 (2)
Trong đó, theo bảng 2.3, trị số hiệu suất của các loại bộộ̣ truyền và ổ:
ɳnt = 1

hiệu suất nối trục

ɳbr = 0.98
ɳ

hiệu suất bánh răng trụ (được che kín)

= 0.93 hiệu suất bợ

x

1.2

=

ɳ

=

= 0.99 hiệu suất 1

ổ

Pt

=> Pct

ɳ

Tốc độộ̣ quay của trục công tác: nlv =

Trong đó: v – vận tốc xích tải (m/s)
z – số răng đĩa xích tải
p – bước xích của xích tải (mm)
4


Nguyên lý Chi tiết

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Tỉ số truyền toàn bộộ̣ ut của hệ thống dẫn độộ̣ng
Theo bảng 2.2 sơ bợộ̣ chọn: ux = 2 tỉ số truyền đợộ̣ng xích
=> u = u × u = 5 × 2 = 10uh = 5 tỉ số của truyền độộ̣ng bánh răng trụ hợộ̣p giảm tốc 1 cấp
sb

h

x

1.3 Chọn quy

Số vịng quay sơ bộộ̣ của độộ̣ng cơ:
nsb = n
cách độộ̣ng cơ
Độộ̣ng cơ được chọn phải có cơng suất: Pđc ≥ Pct = 6.27 kW
Số vịng quay đồng bợộ̣ thỏa mãn:

Đồng thời mơmen mở máy thỏa mãn:

Theo bảng P1.3 độộ̣ng cơ 4A kiểu 4A160S8Y3 cơng suất đợộ̣ng cơ Pđc=7.5 kw, số vịng
Tk
T
= 1.4
quay đợộ̣ng cơ là 730 vịng/phút, có max = 2.2;
Tdn

T dn

1.4 Phân phối tỉ số truyền u
Tỉ số truyền chung: u =

n đc
730
= 10.47
n = 69.69

Trong đó: nđc vận tốc quay của đợộ̣ng cơ (vịng/phút)

n – số vịng quay của trục máy cơng tác (vịng/phút)
Chọn trước tỉ số truyền ux của bợộ̣ truyền xích: ux = 3
Tính tỉ số truyền bợộ̣ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộộ̣p giảm tốc
uh =
Trong đó: u: tỉ số truyền chung
ux: tỉ số truyền của bợộ̣ truyền ngồi hợộ̣p giảm tốc (xích)
uh: tỉ số truyền của bợộ̣ truyền trong hợộ̣p (bánh trụ răng nghiêng)

Kiểm tr usai=số3cho×3phép.49=về10tỉ.47số truyền

ut = ux

h

Δu = |ut - u| = |10.47 – 10.47| = 0 < 0.09 thỏa điều kiện về sai số cho phép

5


Nguyên lý Chi tiết

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Bảng hệ thống số liệu
Trục
Thơng số
u
n (v/ph)
P (kW)
T (Nmm)
Trong đó:
P2 =
P1 =

Pm =
n1 =
n2 =
n3 =
Tm =

=

81502 (Nmm)

=

80718 (Nmm)

=

273445 (Nmm)

=

756002 (Nmm)

T1 =

T2 =

T3 =

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI CỦA HỘP GIẢM TỐC
Các thơng số cơ bản:
6


Nguyên lý Chi tiết

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

-

Công suất P2 = 5.59 KW

-

Số vòng quay: n2 = 209.2 vòng/phút

-

Tỉ số truyền ux = 3

-

Momen xoắn: T2 = 273445 Nmm

-

Góc nghiêng đường nối tâm bợộ̣ truyền ngồi: @= 145o

-

Điều kiện làm việc quay 1 chiều, làm việc 2 ca

2.1 Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, điều kiện làm việc tĩnh và hiệu suất của bợộ̣ truyền xích
u cầu cao nên ta chọn xích ống con lăn.
2.2 Xác định các thơng số của xích và bợộ̣
truyền Ta có: ux = 3
Theo bảng 5.4, ta chọn số răng đĩa xích dẫn Z1 = 25

=> Số răng của đĩa xích lớn Z2:

Z2 = ux × Z1 = 3 × 25 = 75 ≤ Zmax

Mà Zmax = 120 đối với xích ống con lăn nên chọn Z2 = 75
Theo công thức 5.3, công suất tính tốn:

Trong đó: với Z1 = 25,
Theo bảng 5.6 ta được:

Với n01 = 200 vịng/phút,
Theo cơng thức 5.4

k0 = 1 (đường nối tâm hai đĩa xích so với phương nằm ngang ≤ 60o)
ka = 1: chọn a = 40p
kđc = 1: vị trí trục được điều chỉnh bằng mợộ̣t trong các đĩa xích
kbt = 1.3: mơi trường làm việc có bụi
kđ = 1: tải trọng tĩnh, làm việc êm
Điều kiện chọn [P],

kc = 1.25: làm việc 2 ca
=> Pt = 5.99
với n01 = 200 v/ph và [P] > 9.305 kW. Tra bảng 5.5 [P] = 11.0
>9.305 với bước xích p = 25.4 mm
p = 25.4 mm < pmax = 50.8 (tra bảng 5.8)
7


Nguyên lý Chi tiết

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Tuy nhiên với p = 25.4 mm đường kính đĩa xích bị dẫn
lớn d2 = 25.4/sin(180o/75) = 606.55 mm > 500 mm
Trong điều kiện này ta nên chọn p có trị số nhỏ hơn và tăng số đĩa xích, bằng cách
áp dụng cơng thức (5.6):

P
-

t

< [P] => kd >

P

t

=

9.305

= 1.93

kdP4.8
Chọn kd = 2.5 và chọn 3 dãy xích× 25có. 4bước=762xíchmm;p= 19.05mm

Theo-Khảngcơngcáchthứctrục(5.a12)=40pxác =định40 số mắt xích:
2
x= a

z1 + z2

p

+

2

Lấy số mắt xích chẵn x = 132 mắt xích, tính lại khoảng cách trục theo cơng thức 5.13
a

= 0.25p{x×c – 0.5(z2 + z1) + √ ¿¿}

a

= 0.25 19.05{132 – 0.5(75 + 25) + √ ¿¿}

= 766.05 mm
Để xích khơng chịlựca căng q lớn, giảm≈ a mợộ̣t lượng bằng
= 0.004 = 0.003 × 766.05
3 mm

Δa

Do đó, a = 766.05 – 3 = 763.05 mm
Số lần va đập của xích theo (5.14)
z n
1

1

i=
15 x

2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độộ̣ bền
Q

s=

kđ Ft + Fo + Fv

≥ [s]

Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 31800N, khối lượng 1 mét xích q =
1.9kg; kđ = 1 (tải trọng tĩnh)
Z1 t n1

v=

60000

F

t

F

v

1000 P

=

= qv


8


Nguyên lý Chi tiết

trong đó:
F0

= 9.81 kf

f

Do đó :

Theo bảng 5.10 với n = 200(vòng/phút), [s] = 8.2. Vậy s = 25.13 > [s]: bợộ̣ truyền
xích đảm bảo về đợộ̣ bền.
2.4 Đường kính đĩa xích
Theo cơng thức 5.17 và bảng 13.4:
Đường kính vịng chia đĩa xích:
d1 = sin (

π

p

19.05

) = sin ( π ) = 152 mm
z1
25

p 19.05

Đường kính vịng đỉnh răng:

Đường kính vịng chân răng:

2.5 Kiểm nghiệm đợộ̣ bền tiếp xúc của đĩa xích
Theo cơng thức 5.18 σH1 = 0. 47

√

E

kr ( Ft K đ + Fvđ ) A kd ≤ [σH]

=

√

0. 47
0.42(3608.43

[σH] - ứng suất× tiếp3= xúc3608cho.43phép, Mpa, bảng 5.11;

Ft = 1202.81

N - lực vịng

9

2.1 ×105
×1+5.64)
=
326.01 MPa 265 × 2.5


Nguyên lý Chi tiết
Fvđ = 13 × 10 −7

Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích (m = 3 số dãy xích)
kd = 2. 5 – hệ số phân bố không đều tải trọng ch o 3 dãy Kđ = 1 – hệ số tải
trọng động

k=r 0.42–hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc Z: Z 1 = 25
=> kr
E = 2.1 ×105 MPa
A = 265 mm2 (tra bảng 5.12)

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độộ̣ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc
cho phép [σH] = 500 MPa, đảm bảo được độộ̣ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
Tương tự, [σH2] ≤ [σH] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện).

2.6 Xác định lực tác dụng lên trục
Trong đó đối với bộ truyề n ngh iê n g một góc

heo cơng thức 5.20
2.7 Các thơng số bộ truyền xích


10


IIINgun.TÍNHlý TỐNChitiết THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
CỦAGVHD:HỘPGSGIẢM.TS.VănTỐCHữu Thịnh

Số liệu ban đầu:
-

P1 = 6.17 KW

-

ubr = 3.49

-

n1 = 730 vòng/phút

-

T1 = 80718 Nmm

-

Thời hạn sử dụng: 6 năm

-

Chế độộ̣ làm việc: 1 năm 300 ngày, 1 ngày làm việc 2 ca, 1 ca 6h

3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
- Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
Bánh dẫn: chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độộ̣ cứng HB = 241 ÷ 285 có
Giới hạn bền: σb1 = 850 MPa
Giới hạn chảy: σch1 = 580 MPa
Bánh bị dẫn: chọn thép 45 tơi cải thiện đạt đợộ̣ cứng HB = 241 ÷ 285 có
Giới hạn bền: σb2 = 850 MPa
Giới hạn chảy: σch2 = 580 MPa
3.2 Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện độộ̣ cứng HB
σ

o
Hlim

= 2HB + 70 (MPa)

sH = 1.1 hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc
σ o = 1.8HB (MPa)
Flim

sF = 1.75 hệ số an tồn khi tính về uốn

Chọn độộ̣ rắn:
bánh dẫn (bánh nhỏ): HB1 = 275, bánh bị dẫn (bánh lớn): HB2 = 260
o
σ Hlim

Khi đó:

×

σ
σ

o

(MPa)

Hlim2 = 2HB×260+70==4682 260 +70 = 590 (MPa)

o (MPa)

σoFlim1=1.8

Fli m2 = 1.8

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

11


Nguyên lý Chi tiết

NHO1 = 30

Số chu kỳ thay

NHO2
Tuổi thọ: Lh = 6
NHE2 = 60c

NHE1 = 60c

NFE2 = 60c

Vì:

N

N = 60c
FE1

HE2

=> NHE1 > NHO1
Ứng suất tiếp cho phép:
[σH1] =

[σH2] =

Giá trị ứng suất tính tốn:

[σH] =

[

σ

=> [σ H] < 1.25[σ H 2]
Ứng suất uốn cho phép:

[σF] =
Trong đó:
KFC = 1 : bộộ̣ truyền
quay 1

-

SF = 1.75 tra bảng 6.2

-

KFL1 = KFL2 = 1

[σ F1] =

[σ F2] =


chiều

495 ×1 ×1

= 288.85 MPa

1.75
468 ×1 ×1

= 267.42 MPa

1.75

12


Nguyên lý Chi tiết

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

Ứng suất quá tải cho phép:
Theo công thức 6.13 & 6.14:
3.3 Xác định thông

số cơ bản của bộộ̣ truyền
- Xác định sơ bộộ̣ khoảng cách
trục Theo công thức 6.15a:

Ka = 43 : hệ số phụ thuộộ̣c vật liệu của cặp bánh răng & loai ră
=

T1 = 80718 (Nmm): momen xoắn trên trục chủ độộ̣ng
[σH]

=

0,4: Bánh răn

ba

Theo

ψ

cơng t hức 6.16

Theo

ψ

= 0,53 ×

bảng 6.7 ta c
rợộ̣ng vanh răng khi

Lấy aw = 115 (mm)
- Xác định các thụng s n khp
Moun rng:

m = (0.01 ữ 0.02) ì = (1.15 ÷ 2.3) (

)

Theo bảng 6.8 chọn mođun pháp mn = 2 mm
Ta có: do bánh trụ răng nghiêng nên 8° ≤ β ≤ 20°
=> cos 8


13


Nguyên lý Chi tiết

=>

2 aw × cos 8o
mn × (ubr +1)

=> 25.36 ≥ Z1≥ 24.06
Chọn: Z = 25 răng
=> Z2 = 1ubr × Z1 = 3.49×25 = 87.25
Chọn: Z2 = 87 răng
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:

um =

87

25 = 3.48

Góc nghiêng là:
β=arccos (

3.4 Xác định thơng số hình học của bợộ̣ truyền
- Đường kính vịng chia:

d1=

d2=
da2 = d2 + 2mn

- Đường kính vịng đỉnh:
- Đường kính vịng đáy:

da1 = d1 + 2mn
×2 = 84.32 mm
df1 = d1 + 2.5mn = 89.32 - 2.5 ×2 = 305.86 mm df2 = d2 + 2.5mn = 310.86- 2.5

-

Khoảng cách trục: aw = 115 mm

-

Vận tốc vịng bánh răng:
π × d ×n
1
1 =¿ π × 89.32×730 = 3.41m/s
v=
60000

60000

Với v = 3.41 (m/s) tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác là 9
3.5 Kiểm nghiệm răng về độộ̣ bền tiếp xúc
- Ứng suất tiếp trên bề mặt răng làm việc
14


Nguyên lý Chi tiết

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

σ

H

=ZM ×

√

ZH × Zε
× K (u
1

H

bw × dw

2× T

2m

+1)

1

Trong đó :
+
ZM = 274 MPa1/3 : Hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
theo bảng 6.5
+

Theo công thức 6.34:

√

ZH =

2× cos βb

(

sin 2 αtw)

ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
βb: góc nghiêng của bánh răng×tanβtrên hình trụ cơ sở Với , tan βb = cos

α

t

αt α tw tính theo cơng thức ở bảng 6.11

- Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh

- Theo tiêu chuẩn TCVN1065-71: α=20o

βb = 12.3°

⇒
⇒ZH=√

Hệ số trùng khớp dọc:

ε

b ×sinβ
o
= w
= 0.4 ×115 ×sin 13.11 =1.66> ¿1
mn × π2 π
β

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
1
Z=
ε

√

εα

15


Nguyên lý Chi tiết

Mà:

ε α=[1.88−3.2(

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

1

+

1

)]cosβ

Z1 Z2

1

1

¿ [1.88−3.2( 25 + 87 )]× cos 13.11o
¿1.67
1

Zε =

√

1.67

- Đường kính vịng lăn bánh nhỏ:

2 a

2 ×115

w
d w 1=
=
=51.34 mm um +1 3.48+1

- Với v = 3.41 < 5 (m/s), cấp chính xác 9. Chọn KHα = 1.16: Hệ số kể đến sự phân
bố không đều tải trọng cho các đôi răng
-

Theo cơng thức 6.42:
V
H

=
δH
×
gO
×
v

√
aw

u
m

-

Trong đó:
+

δH = 0.002 : tra bảng 6.15, dạng răng nghiêng , độộ̣ rắn HB1,HB2 ≤ 350 HB

+

gO = 73 (Theo bảng 6.16 trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng)

=> VH = 0.002 ×73 ×3.41

√115

=2.86

3.48

Hệ số kể đến tải trọng độộ̣ng xuất hiện trong vùng ăn khớp:
K Hv=1

Trong đó:

K

Hα

= 1.16: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

= 1.05: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rợộ̣ng vành
răng khi tính về tiếp xúc
K

Hβ


=> K

=1+

2.86 × 0.4 ×115 ×51.34 =1.03
2× 80718 ×1.16 ×1.05

Hv

Hệ số tải trọng khi× Ktính×vềKtiếp= xúc1.05×1.03×1.16 = 1.25

KH = KHβ
Hv
Hα
Thay các giá trị vừa tìm được vào σH ta được:
16
Nguyên lý Chi

tiết
2× T × K

=> σ =Z × Z × Z √

MHεb

H

1

GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh

H (um +1)

×u× d2

w1
= 532.266

=> σ

Vậy độộ̣ bền tiếp xúc chấp nhận được
3.6 Kiểm nghiệm răng về đợộ̣ bền uốn
Theo cơng thức 6.43

σ

F1

=

2 ×T × K × γ × γ ×γ
1

w

w1

F

ε

β

b×d×m

E1

n

Theo bảng 6.7: chọn KFβ = 1.1 :Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộộ̣ng vành
răng
Theo bảng 6.14: V = 3.41 < 5 (m/s) cấp chính xác 9 chọn KFα = 1.4
Theo cơng thức 6.47

V =δ × g × v
F

F

o

√

a

um

w

Trong đó: δF = 0.006; go = 73 (tra bảng 6.15 và 6.16)
V
F=0.006×
73 ×3.41
115
=¿8.58
m/s 3.48

√
-

Hệ số kể đến tải trọng độộ̣ng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
K

Fv=1+

= 1.67 ,

Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn là

KF = KFβ
Với εα

γ = 1 = 1 =0.59
ε

ε

α

1.67

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng


Với β = 13.11o:
γ

-

β
13.
11o
=0.9: Hệ số kể đến độộ̣ nghiêng của răng
140 =1− 140

β=1−

Số răng tương đương:
17

Nguyên lý Chi tiết
Z1
cos β

Z =
V1

Z2

Z V 2=

cos β

Theo bảng 6.18 ta được trị số của hệ số dạng
răng γF1 = 3.8 ; γF2 = 3.6
Suy ra:

σ =

2×T × K ×γ ×γ ×γ
1

F1

σ

F

ε

β

E1

< [σ ]

bw × dw 1 × mn
F1

F1

=2 ×80718 ×1.66 × 0.59 ×0.9 ×3.8 = 114.48 MPa

0.4

×115 ×51.34 ×2

=> σ F1 < [σ F1] = 288.85
σ

F 2 =σ F 1

γ

γF2

×

=×

3.6

=¿108.45 MPa

F13.8

=> σ F2 < [σ F2] = 267.42
Do đó đợộ̣ bền uốn chấp nhận được
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo công thức 6.48:
k

-

T

T

max

=¿ 2.2

Ứng suất tiếp xúc cực đại:
σ

-

qt=

H 1 max=σ H

×

√k qt=532.266 × √2.2=789.478<¿

Ứng suất uốn cực đại:
σ

F 1 max=σ F 1

×√k qt=114.48 ×√2.2=169.8< ¿

σ

F 2 max=σ F 2

×

√k qt=108.45 ×√2.2=160.85< ¿

=> Các thơng số đều thỏa mãn
Khoảng cách trục

aw = 115 mm

Môđun pháp

m = 2 mm

Chiều rộộ̣ng vành răng

bw = 46 mm

Tỉ số truyền thực tế

u = 3.48

18


Nguyên lý Chi tiết

Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vịng chia
Đường kính vịng đỉnh răng
Đường kính vịng đáy răng

IV. TÍNH TỐN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC
4.1. Chọn vật liêu

Chọn vật liệu chế tao 2 trục la thép 45 thường hoá:
Giới han bền la: σ = 600

Giới han chảy la: σ
Ứng suất xoắn cho phép: [ ] = 15 ÷ 30

⇒

Xác đinh sơ bộộ̣