Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp (kèm bản vẽ AutoCAD)

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA: CƠ KHÍ
---------------------------------------

BÁO CÁO TL, BTL, ĐA/DA THUỘC HỌC PHẦN:
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TỒN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD

: Th.S Nguyễn Hồng Tiến

Sinh viên thực hiện

: Đỗ Hoài Nam

Lớp

: Cơ khí 03

Khóa

: 14

Hà Nội - 2021




KẾ HOẠCH THỰC HIỆN TIỂU LUẬN, BÀI TẬP LỚN, ĐỒ ÁN/DỰ ÁN
Tên lớp : Cơ khí 3 - Khóa : 14

Họ và tên sinh viên (nếu thực hiện cá nhân) : Đỗ Hồi Nam
Tên chủ đề : Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí
Tuần

Người thực hiện

Nội dung cơng việc

1

Đỗ Hoài Nam

Làm chương 1 : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

2

Đỗ Hoài Nam

Làm chương 2 : Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi hộp giảm
tốc

3

Đỗ Hồi Nam

Làm chương 3 :Tính tốn thiết kế bộ truyền trong hộp giảm
tốc

4

Đỗ Hoài Nam

Làm đánh giá giai đoạn 1

5

Đỗ Hoài Nam

Làm chương 4 : Tính tốn thiết kế trục

6

Đỗ Hồi Nam

Làm chương 5 : Tính chọn ổ trục

7

Đỗ Hồi Nam

Làm chương 6 : Thiết kế vỏ hộp, lựa chọn chế độ lắp ghép
và bôi trơn

Phương pháp thực hiện


8

Đỗ Hoài Nam

Làm đánh giá giai đoạn 2

9

Đỗ Hoài Nam

Thiết kế sơ bộ bản vẽ lắp

10

Đỗ Hoài Nam

Duyệt bản vẽ lắp

11

Đỗ Hoài Nam

Duyệt bản vẽ lắp

12

Đỗ Hoài Nam

Làm đánh giá giai đoạn 3

13

Đỗ Hoài Nam

Duyệt bản vẽ lắp

14

Đỗ Hoài Nam

Duyệt bản vẽ lắp

15

Đỗ Hoài Nam

Làm đánh giá giai đoạn 4
Ngày …. Tháng …. năm …...
XÁC NHẬN CỦA GIẢNG VIÊN
(Ký, ghi rõ họ tên)


MỤC LỤC
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN........... 3
1.1. Công suất cần thiết. .............................................................................................................. 3
1.2. Chọn động cơ ........................................................................................................................ 3
1.3. Phân phối tỉ số truyền. .......................................................................................................... 5

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC ........................ 7
2.1. Thiết kế bộ truyền ngoài: bộ truyền đai dẹt. ......................................................................... 7
2.1.1. Chọn loại đai.................................................................................................................. 7
2.1.2. Đường kính bánh đai d1 và d2 ............................................................................................ 7
2.1.3. Tính số đai Z. ................................................................................................................. 8
2.1.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: ..................................................... 9

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN (Bánh răng côn răng thẳng) .................... 11
3.1.

Chọn vật liệu ................................................................................................................... 11

3.2.

Xác định ứng suất tiếp xúc 𝝈𝑯 và ứng suất uốn 𝝈𝑭 cho phép ....................................... 12

3.2.1.

Ứng suất tiếp xúc cho phép ..................................................................................... 12

3.2.2. Ứng suất uốn cho phép ................................................................................................ 13
3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải ..................................................................................... 14
3.3.

Xác định chiều dài cơn ngồi .......................................................................................... 15

3.4. Xác định các thông số ăn khớp ........................................................................................... 15
3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ................................................................................ 17
3.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn ....................................................................................... 19
3.7. Kiểm nghiệm về răng q tải .............................................................................................. 22

PHẦN 4: TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ TRỤC................................................... 25
4.1.Chọn vật liệu........................................................................................................................ 25
4.2.Xác định tải trọng lên trục ................................................................................................... 25
4.3.Tính đường kinh sơ bộ của trục ........................................................................................... 25
4.4. Xác định khoảng các giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ....................................................... 26

4.5. Tính tốn từng trục ............................................................................................................. 27
4.5.1. Tính tốn thiết kế trục I ............................................................................................... 27
4.5.2. Tính tốn thiết kế trục II .............................................................................................. 34

PHẦN 5: Chọn ổ đỡ cho các trục.......................................................................... 42
5.1. Chọn ổ lăn cho trục 1 của hộp giảm tốc ............................................................................. 42
5.1.1. Thông số đầu vào. ........................................................................................................ 42
5.2. Chọn ổ lăn cho trục 2.......................................................................................................... 45
5.2.1. Thông số đầu vào. ........................................................................................................ 45
1


PHẦN 6 : TÍNH TỐN vỏ hộp ............................................................................. 48
6.1. Vỏ hộp giảm tốc. ................................................................................................................ 48
6.1.1. Chọn vỏ hộp. ............................................................................................................... 48
6.1.2. Kết cấu kích thước cơ bản ........................................................................................... 48
6.1.3. Các chi tiết khác. ......................................................................................................... 51
6.2. Lắp ráp, bôi trơn, điều chỉnh. ............................................................................................. 52
6.2.1. Xác định kiểu lắp. ........................................................................................................ 52
6.2.2. Phương pháp lắp ráp. ................................................................................................... 52
6.2.3. Bôi trơn. ...................................................................................................................... 52
6.2.4. Điều chỉnh. .................................................................................................................. 53

2


PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Công suất cần thiết.
- Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo.
Pct =

Trong đó:

pt


Pct: Cơng suất cần thiết trên trục động cơ, kW
 : Hiệu suất truyền động.

Pt: Cơng suất tính tốn trên trục máy công tác, kW

- Hiệu suất bộ truyền:
 =  đ . br .  o3 .  k

Hiệu suất của các bộ truyền tra bảng (2.1)
Hiệu suất bộ truyền đai:  đ = 0,95
Hiệu xuất một cặp bánh răng:  br = 0,97
Hiệu xuất một cặp ổ lăn:  o = 0,99
Hiệu xuất khớp nối:  k = 1

  = 0,95 .0,97.0.993. 1 = 0,89
Plv =

𝐹.𝑣
1000

=

10500.0,45
1000

Thay vào Pct=

4,725
0.89

=4,725(kW)
= 5,31(kW)

1.2. Chọn động cơ
-Số vòng quay của động cơ
3


nsb=nlv.usb
 nlv =

60.103 .𝑉
𝜋.𝐷

=

60000.0,45
𝜋.120

= 71,62 (vg/ph)

Theo bảng 2.2 chọn uđ = 2,5 uh=4
ut=uđ.uh= 10
Do đó: nsb= nlv.usb= 71,62.10= 716,2 (vg/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb = 750 (vg/ph)

Theo bảng P1.3 Ta chọn động cơ 4A132M8Y3
Kiểu động

Pđc

nđc

cơ

(kW)

(vg/ph)

4A132M8Y3

5.5

716

Cos φ



mm

T

0.74

83

= Pmm = 1.4 < 1.8 = T k

P

1

T

Tk/Tđn

2.2

1.8

(%)

- Điều kiện mở máy :

T

Tmax/Tđn

dn

Điều kiện thỏa mãn. Vậy ta chọn động cơ 4A132M8Y3.

4

1.3. Phân phối tỉ số truyền.
- Tỉ số truyền của hệ dẫn động :

n
n

ut

đc

=

lv

716
71,62

≅ 10

u đ = 2.5
Vậy :

u1= uh =

ut
10
= = 4.
u đ 2,5

- Công suất trên các trục
Trục II : 𝑃2 =
Trục I : 𝑃1 =

𝑃𝑙𝑣
𝜂𝑘 .𝜂𝑜
𝑃II

𝜂𝑏𝑟 .𝜂𝑜

=
=

Trục động cơ : 𝑃đ𝑐 =

4,725

= 4,77 𝑘𝑊

1.0,99
4,77

0,97.0,99
𝑃𝐼
𝜂đ .𝜂𝑜

=

= 4,97 𝑘𝑊
4,97

0,95.0,99

= 5,28 𝑘𝑊

- Số vòng quay trên các trục
𝑛1 =
𝑛2 =

𝑛đ𝑐 716
𝑣𝑔
=
= 286,4 ( )
𝑢đ
2,5
𝑝ℎ
𝑛1
𝑢ℎ

=

286,4
4

𝑣

= 71,6 ( )
𝑝ℎ

- Mômen xoắn trên các trục :
9,55. 106 . 𝑃𝑖

(𝑁𝑚𝑚)
𝑇=
𝑛𝑖
Mô men xoắn trên trục động cơ :
9,55. 106 . 𝑃đ𝑐 9,55. 106 . 5,28
𝑇đ𝑐 =
=
= 70425(𝑁. 𝑚𝑚)
𝑛đ𝑐
716
5


Mô men xoắn trên trục 1 :
𝑇1 =

9,55.106 .𝑃1
𝑛1

=

9,55.106 .4,97
286,4

= 165725 (𝑁. 𝑚𝑚).

Mô men xoắn trên trục 2 :
𝑇2 =

9,55.106 .𝑃2

𝑛2

=

9,55.106 .4,77
71,6

= 636222 (𝑁. 𝑚𝑚).

.

Mô men xoắn trên trục làm việc :
𝑇𝑙𝑣 =

9,55.106 .𝑃𝑙𝑣
𝑛𝑙𝑣

=

9,55.106 .4,725
71,62

= 630044(𝑁. 𝑚𝑚).

Bảng thông số
Trục

Động cơ

I

II

Làm việc

5,28

4,97

4,77

4,725

Thơng số
Cơng suất
(kW)
Tỷ số truyền
Số vịng quay
(v/ph)
Mơmen xoắn
N.mm

4

2.5

1

716

286,4

71,6

71,62

70425

165725

636222

630044

6


PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC

2.1. Thiết kế bộ truyền ngoài: bộ truyền đai dẹt.
2.1.1. Chọn loại đai.
- Đặc điểm làm việc êm, số ca làm việc: 2 ca, góc nghiêng 0o.
- Căn cứ theo yêu cầu kĩ thuật của bộ truyền đai thông thường Pđc = 5,28(kW), nđc =
716(v/p)
=> Chọn tiết diện đai với thông số như sau:
3

D1 = (5,2:6,4)√T1 = 44.6
Chọn d1 = 71(mm)
2.1.2. Đường kính bánh đai d1 và d2

- Chọn d1 = 71 (mm).
Vận tốc của đai: 𝑣 =

𝜋×𝑑1 ×𝑛1
60000

=

𝜋×71×286,4
60000

𝑚

= 1,1 ( ) < 𝑣𝑚𝑎𝑥 = 25 (m/s) (đai
𝑠

thang thường)
- Đường kính bánh đai lớn:
71.2,5
1 .𝑢𝑛
d2 = 𝑑(1−𝜀)
= (1−0,01)
= 179,1 (mm) => Chọn d2 = 180(mm).

- Tỉ số truyền thực tế:
𝑑2
180
ut = 𝑑1.(1−𝜀)
= 71.(1−0,01)
= 2,56.

∆𝑢 = |

𝑢𝑡 −𝑢
𝑢

|=|

2,56−2,5
2,5

| × 100% = 2,4% < 4%(𝑡ℎỏ𝑎 𝑚ã𝑛).

Từ ut = 2,56 và d2 = 180(mm).
- Xác định khoảng cách trục theo công thức:
a = (1,5:2). (d1 + d2) = (376,5: 502).
7


- Chọn khoảng cách trục a sơ bộ: asb = 400.
- Xác định chiều dài của đai tính theo khoảng cách trục:
- l= 2𝑎𝑠𝑏 + 𝜋

𝑑1 +𝑑2
2

= 2 × 400 + 𝜋 ×

+

71+180
2

(𝑑2 −𝑑1 )2
4𝑎𝑠𝑏

+

(180−71)2
4×400

= 1201,7 (𝑚𝑚).

Chọn l = 1250 (mm).
𝑣

1,1

𝑙

1,201

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: 𝑖 = =

1

= 0,92 < 𝑖𝑚𝑎𝑥 = (3 ÷ 5)( ).
𝑠

- Tính lại khoảng cách trục theo l đã chọn:

√𝜆2 −8.Δ2 )

a = (𝜆+

\

4

𝑑2 )
Trong đó: 𝜆 = l - 𝜋.(𝑑1+
= 1250 - 𝜋.(71+180)
= 855,7.
2
2

Δ=

𝑑2 −𝑑1
2

Do đó a = (855,7+√855,7
4

= 180−71
= 54,5.
2

2 −8.54,52 )

= 424,35(mm).

- Tính góc ơm 𝛼1 trên bánh đai nhỏ:
57𝑜 × (𝑑2 − 𝑑1 )
𝛼1 = 180 −
𝑎
𝑜

𝑜

.(180−71)
= 180o - 57 424,35
= 165o > 150o .

2.1.3. Tính số đai Z.
Z = [𝑃𝑜].𝐶𝑃𝛼1.𝐶.𝐾1đ.𝐶𝑢.𝐶𝑧
Trong đó:
P1 = 4,97(kw).
[P0]: Cơng suất cho phép.
Theo bảng 4.7 chọn kđ = 1,1. Do làm việc 2 ca nên: kđ = 1,1 + 0,1 = 1,2.
Theo bảng 4.15 với 𝛼1 = 165o chọn C𝛼 = 0,95.
8


Theo bảng 4.16 với 𝑙𝑙0 = 1201
= 0,91. Chọn C1 = 0,96.
1320
Theo bảng 4.17 với u = 2,5 chọn Cu = 1,137.
Theo bảng 4.19 với [P0] = 1,35(kw).
 𝑃𝑃10 =

4,97
1,35

= 3,68. Tra bảng 4.18 ta có Cz = 0,95.

1,2.4,97
 Z = 1,35.0,95.0,96.1,137.0,95
= 4,48. Chọn Z = 5.

- Các thông số cơ bản của bánh đai:
B = (Z-1).t + 2e
Tra bảng 4.21 ta được:
h0 = 2,5.
t = 12.
e = 8.
H = 10.
B = (5-1).12+2.8=64(mm).
Đường kính ngồi bánh đai:
da1 = d1 + 2h0 = 71 + 2.2,5 = 76(mm).
da2 = d2 + 2h0 = 180 + 2.2,5 = 185(mm).
Đường kính đáy bánh đai:
d11 = da1 – H = 76 – 10 = 66(mm).
d12 = da2 – H = 185 – 10 = 175(mm).
2.1.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
- Lực căng ban đầu:
F0 

780.4,97.1,2
780.P1 k d
 Fv =

+ 0,061.1,1 = 890,39(N).
1,1.0,95.5
v.C .z

- Lực tác dụng lên trục:
𝛼

𝐹𝑟 = 2. 𝐹0 . 𝑠𝑖𝑛 ( 1 ) = 2.890,39.sin(165
) = 1765,55(N).
2
2
9


- 𝑇ℎơ𝑛𝑔 𝑠ố 𝑘ĩ 𝑡ℎ𝑢ậ𝑡:
Thơng số

Kí hiệu

Giá trị

d1 (mm)

71

d2 (mm)

180

Chiều rộng bánh đai

B (mm)

64

Chiều dài đai

l (mm)

1250

Khoảng cách trục

a (mm)

424,35

Số đai

Z

5

Góc ơm

𝛼1

165

Lực tác dụng

𝐹𝑟 (N)

1765,55

Loại đai
Đường kính bánh đai
nhỏ
Đường kính bánh đai
lớn

10


PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN (BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG)
3.1.

Chọn vật liệu

Vật liệu làm bánh răng phải đáp ứng các yêu cầu sau:
Thỏa mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện tượng tróc mỏi, mài mịn,
dính răng và độ bền uốn trong q trình làm việc. Do đó vật liệu làm bánh răng
thường là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc làm bằng gang hay các vật liệu
không kim loại khác.
Cơ cấu bánh răng cấp nhanh phải truyền được công suất tối đa chính là cơng suất
truyền lớn nhất của trục I là 6,97 (kW) ứng với chế độ trung bình nên vật liệu làm
bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt 𝐻𝐵 ≤ 350
Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta chọn vật liệu và phương pháp gia cơng hợp lí để cho
cặp bánh răng có thời gian sử dụng khơng chênh lệch nhau quá nhiều.
Căn cứ vào chỉ tiêu đó và Bảng (6.1) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp bánh răng

như sau:
Bánh nhỏ : Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tơi cải thiện
sau khi gia cơng có các thơng số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền, giới hạn bền
chảy) lần lượt

𝐻𝐵 = 192 ÷ 240; 𝜎𝑏1 = 750𝑀𝑃𝑎; 𝜎𝑐ℎ1 = 450𝑀𝑃𝑎
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là 𝐻𝐵1 = 230
Bánh lớn : Chọn thép C45 cũng tiến hành tơi cải thiện sau khi gia cơng có các
thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền, giới hạn bền chảy) lần lượt
𝐻𝐵 = 241 ÷ 285; 𝜎𝑏2 = 850𝑀𝑃𝑎; 𝜎𝑐ℎ2 = 580𝑀𝑃𝑎
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là 𝐻𝐵2 = 250
11


Xác định ứng suất tiếp xúc [𝝈𝑯 ] và ứng suất uốn [𝝈𝑭 ] cho phép

3.2.

3.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép
Được xác định bởi công thức [𝜎𝐻 ] = (𝜎𝐻0 𝑙𝑖𝑚 .

𝐾𝐻𝐿
𝑆𝐻

)

Trong đó
𝑆𝐻 là hệ số an tồn
𝐾𝐻𝐿 là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kì làm việc.
𝐾𝑥𝐻 là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

0
• Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚

𝜎𝐻0 𝑙𝑖𝑚 1 = 2𝐻𝐵1 + 70 = 2.230 + 70 = 530(𝑀𝑃𝑎)
𝜎𝐻0 𝑙𝑖𝑚 2 = 2𝐻𝐵2 + 70 = 2.250 + 70 = 570(𝑀𝑃𝑎)
• Hệ số an tồn 𝑆𝐻 = 1,1 (tra bảng 6.2 tr.94)
6

𝑁

• Hệ số chu kì làm việc của bánh răng được xác định 𝐾𝐻𝐿 = √ 𝐻𝑂
𝑁
𝐻𝐸

Trong đó:
𝑁𝐻𝑂 là số chu kỳ cơ sở, được xác định bởi 𝑁𝐻𝑂 = 30𝐻𝐵2,4
𝑁𝐻𝑂1 = 30𝐻𝐵12,4 = 30. 2302,4 = 1,397.107
⇒{
𝑁𝐻𝑂2 = 30𝐻𝐵22,4 = 30. 2502,4 = 1.707.107
𝑁𝐻𝐸 là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương và được xác định bởi 𝑁𝐻𝐸 =
60𝑐𝑖 ∑ (

𝑇𝑖
𝑇𝑚ax

3

) 𝑛𝑖 𝑡𝑖 , với 𝑐𝑖 là số vòng ăn khớp trong một vòng quay 𝑐 = 1, 𝑇𝑖 là

mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét, 𝑛𝑖 và 𝑡𝑖 lần lượt là số vòng quay,

tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
Vậy với bánh răng lớn lắp với trục II ta có:

12


𝑁𝐻𝐸2 = 60. 𝑐𝑖 . ∑ (

𝑇𝑖

𝑇𝑚𝑎𝑥

3

286,4

) .𝑛𝑖 . 𝑡𝑖 = 60.1.16000.

4

(13 .

2,8
8

+ 0,683 .

3,6
8

)=3,38.107

=> 𝑁𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝐸0
Ta lại có 𝑁𝐻𝐸1 = 𝑢1 𝑁𝐻𝐸2 , 𝑁𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝑂1 suy ra 𝐾𝐻𝐿 = 1.

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau :
𝜎𝐻𝑜 𝑙𝑖𝑚 1 𝐾𝐻𝐿 530.1
[𝜎𝐻1 ] =
=
= 481,8(𝑀𝑃𝑎)
𝑆𝐻
1,1
𝜎𝐻𝑜 𝑙𝑖𝑚 2 𝐾𝐻𝐿 570.1
[𝜎𝐻2 ] =
=
= 518,2(𝑀𝑃𝑎)
𝑆𝐻
1,1
Với cấp nhanh ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. Dù bánh răng côn
răng thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn song
năng suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp.
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻1 ] = 481,8(𝑀𝑃𝑎) vì[𝜎𝐻2 ] > [𝜎𝐻1 ]
3.2.2. Ứng suất uốn cho phép

0
[𝜎𝐹 ] = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚
. 𝐾𝐹𝐶 .

𝐾𝐹𝐿

𝑆𝐹

0
Tra bảng (6.2 tr.94) ta có 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚
, 𝑆𝐹 = 1,75

Do vậy

𝜎𝐹0 𝑙𝑖𝑚 1 = 1,8.230 = 414𝑀𝑃𝑎
𝜎𝐹0 𝑙𝑖𝑚 2 = 1,8.250 = 450𝑀𝑃𝑎

Ta có
13


• 𝐾𝐹𝐶 là hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Với tải trọng một phía suy ra 𝐾𝐹𝐶 = 1
• 𝐾𝐹𝐿 là hệ số tuổi thọ và được xác định như sau 𝐾𝐹𝐿 =

𝑚𝐹

𝑁𝐹𝑂

√𝑁

𝐹𝐸

𝑚𝐹 là bậc đường cong mỏi khi thử về uốn, với 𝑚𝐹 = 6
𝑁𝐹𝑂 là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, 𝑁𝐹𝑂 = 4.106 vì vật liệu là
Thép C45
𝑇

𝑚𝐹 𝑡
𝑖

𝑁𝐹𝐸 là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương 𝑁𝐹𝐸 = 60𝑐𝑖 𝑛𝑖 ∑ 𝑡𝑖 ∑ ( 𝑖 )
𝑇
1

𝑡𝑐𝑘

Với 𝑐, 𝑇𝑖 , 𝑛𝑖 , 𝑡𝑖 lần lượt là số lần ăn khớp trong một vịng quay, mơmen xoắn, số
vòng quay, tổng thời gian làm việc ở chế độ 𝑖 của bánh răng đang xét.
Do vậy với bánh răng cơn lớn lắp với trục II ta có
𝑁𝐹𝐸2 = 60.1.

286,4
2,8
3,6
. 16000 (16 .
+ 0,686 . )
4
8
8

= 2,71. 107 > 𝑁𝐹𝑂2 = 4. 106
Ta có 𝑁𝐹𝐸1 = 𝑢1 𝑁𝐹𝐸2 , 𝑁𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂1 suy ra 𝐾𝐹𝐿 = 1

Thay số vào ta xác định được các ứng suất uốn cho phép của bánh răng như sau:
𝜎𝐹𝑜 𝑙𝑖𝑚 1 𝐾𝐹𝐿 414.1
[𝜎𝐹 ]1 =

=
= 236,6𝑀𝑃𝑎
𝑆𝐹
1,75
𝜎𝐹𝑜 𝑙𝑖𝑚 2 𝐾𝐹𝐿 450.1
[𝜎𝐹 ]2 =
=
= 257,1𝑀𝑃𝑎
𝑆𝐹
1,75
3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải
• Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
[𝜎𝐻 ]𝑚𝑎𝑥 = 2,8𝜎𝑐ℎ2 = 2,8 × 580 = 1624 MPa
• Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
14


[𝜎𝐹1 ]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ1 = 0,8 × 450 = 360 MPa
[𝜎𝐹2 ]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ2 =0,8× 580 = 464 MPa

3.3.

Xác định chiều dài cơn ngồi

(bánh cơn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc)
3

Cơng thức thiết kế có dạng 𝑅𝑒 = 𝐾𝑅 √𝑢1 2 + 1. √

𝑇1 𝐾𝐻𝛽

(1−𝐾𝑏𝑒 )𝐾𝑏𝑒 𝑢1 [𝜎𝐻 ]2

Trong đó:
𝐾𝑅 = 0,5𝐾𝑑 , hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền cấp
nhanh là truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép nên 𝐾𝑑 = 100𝑀𝑃𝑎1/3 .
Suy ra 𝐾𝑅 = 0,5.100 = 50𝑀𝑃𝑎1/3
𝐾𝑏𝑒 là hệ số chiều rộng vành răng, được xác định bởi 𝐾𝑏𝑒 =
𝑘𝑏𝑒 = 0,25 nên

𝐾𝑏𝑒 .𝑈1
2−𝐾𝑏𝑒

=

0,25×4
2−0,25

𝑏
𝑅𝑒

= 0,25. . .0,3. Chọn

= 0,57.

𝐾𝐻𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh
răng côn. Do bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu TK1, trục lắp
trên ổ bi, độ rắn mặt răng 𝐻𝐵 < 350, loại răng thẳng nên (theo bảng 6.21-tr.113TTTKHDĐCK- Tập 1) trị số của các hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng trong bộ truyền răng côn là 𝐾𝐻𝛽 = 1,12
𝑇1 là momen xoắn trên trục bánh chủ động, 𝑇1 =165724,51 Nmm
Thay vào công thức ta có:

3

165724,51×1,14

𝑅𝑒 = 50. √42 + 1. √(1−0,25)×0,25×4×481,82 = 211,85 mm
3.4. Xác định các thông số ăn khớp
Khi xác định môđun và số răng cần chú ý:
15


Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương
đương với bánh răng côn
𝑍𝑣𝑛1 ≥ 𝑍𝑚𝑖𝑛
Trong đó với bánh răng cơn răng thẳng 𝑍𝑣𝑛1 =

𝑍1
𝑐os𝛿1

Để răng đủ độ bền uốn thì mơđun vịng ngồi 𝑚𝑡𝑒 ≥

𝑏
10

với 𝑏 = 𝐾𝑏𝑒 𝑅𝑒

Xét đến hai điểm nêu trên, ta tiến hành chọn 𝑚 và 𝑍 như sau
• Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ)
3

𝑑𝑒1 = 𝐾𝑑 √(1−𝐾

𝑇1 .𝐾𝐻𝛽
6
𝑏𝑒 )𝐾𝑏𝑒 𝑈1 [𝜎𝐻 ]

=

𝐾𝑑 𝑅𝑒
𝐾𝑅 √𝑈12 +1

=

2×211,85
√4 2 +1

= 102,76 mm

Kết hợp 𝑑𝑒1 =102,76 (mm) với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số
truyền 𝑢1 = 4 tra bảng 6.22 (tr.114) ta được số răng 𝑧1𝑝 = 13
Vì độ rắn mặt răng 𝐻1 ; 𝐻2 < 𝐻𝐵350, suy ra 𝑧1 = 1,6. 𝑧1𝑝 = 1,6 × 13 = 21 (răng)
Chọn 𝑧1 = 21 răng
• Tính đường kính trung bình 𝑑𝑚1 và mơđun trung bình 𝑚𝑡𝑚
𝑑𝑚1 = (1 − 0,5. 𝐾𝑏𝑒 ). 𝑑𝑒1 = (1 − 0,5.0,25). 102,76 = 89,92 mm
𝑚𝑡𝑚 =

𝑑𝑚1
𝑧1

=

89,92
21

= 4,28 mm

Xác định môđun:
Môđun vịng ngồi, bánh răng cơn răng thẳng theo cơng thức (6.56) ta có
𝑚𝑡𝑒 =

𝑚𝑡𝑚
1−0,5.𝐾𝑏𝑒

=

4,28

= 4,89 mm

1−0,5.0,25

16


Từ bảng 6.8 – TTTKHDĐCK- Tập 1-trang 99, trị số tiêu chuẩn môđun ta chọn 𝑚𝑡𝑒
theo tiêu chuẩn ta chọn theo giá trị tiêu chuẩn 𝑚𝑡𝑒 = 5 mm

Từ đó ta tính lại 𝑚𝑡𝑚 và 𝑑𝑚1
𝑚𝑡𝑚 = (1 − 0,5. 𝐾𝑏𝑒 ). 𝑚𝑡𝑒 = (1 − 0,5.0,25). 5 = 4,375 mm
1 = .1 =4,375 ì 21= 91,875 mm
ã Xỏc định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc cơn chia

Số răng bánh lớn 𝑧2 = 𝑢1 .𝑧1 = 4.21 = 84.
Tỉ số truyền thực tế là:
𝑢1 =

𝑧2
𝑧1

84

=

=4

21

𝑧

21

Góc cơn chia 𝛿1 = arctan ( 1) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛 ( ) = 14,040
𝑧
84
2

𝛿2 = 900 − 𝛿1 = 900 − 14,040 = 75,960
Theo bảng 6.20 – TTTKHDĐCK- Tập 1 -tr.112) với 𝑍1 = 21 ta chọn hệ số dịch
chỉnh đều
𝑥1 = 0,4, 𝑥2 = −0,4
Tính lại chiều dài cơn ngồi
𝑅𝑒 = 0,5. 𝑚𝑡𝑒 .√𝑧12 + 𝑧22 =0,5.4,89.√212 + 842 =211,7

3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau
2𝑇1 𝐾𝐻 √𝑢12 + 1
√
𝜎𝐻 = 𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀
≤ [𝜎𝐻 ]
2
0,85𝑏𝑑𝑚1
𝑢1
Trong đó
17


𝑍𝑀 là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 với vật
liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng Thép nên chọn 𝑍𝑀 = 274𝑀𝑃𝑎1/3
𝑍𝐻 là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , tra bảng 6.12 với 𝑥1 + 𝑥2 = 0 và
góc nghiêng 𝛽 = 𝛽𝑚 = 0 ta có 𝑍𝐻 = 1,76
𝑍𝜀 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng cơn răng thẳng ta có
4 − 𝜀𝛼
𝑍𝜀 = √
3
Với 𝜀𝛼 là hệ số trùng khớp ngang tính theo cơng thức
𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2 (
Suy ra 𝑍𝜀 = √

4−1,69
3

1
1

1
1
+ )] 𝑐𝑜𝑠𝛽𝑚 = [1,88 − 3,2 ( + )] 𝑐𝑜𝑠0 = 1,69
𝑧1 𝑧2
21 84

= 0,877

𝐾𝐻 là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑣 . Với các thông số

+) 𝐾𝐻𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
,𝐾𝐻𝛽 = 1,12
+) 𝐾𝐻𝛼 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng thì 𝐾𝐻𝛼 = 1,13
+) 𝐾𝐻𝑣 là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp và tính theo cơng
thức
𝐾𝐻𝑉 = 1 +

𝑣𝐻 𝑏𝑑𝑚1
2𝑇1 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼

18


Trong đó 𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 𝑔0 𝑣√
nhỏ v =

𝑑𝑚1. (𝑢1 +1)

, với 𝑑𝑚1 = 91,875 𝑚𝑚, vận tốc vòng bánh cơn

𝑢1

𝜋.𝑑𝑚1 .𝑛1 3,14×91,875×286,4
60000

=

=1,38 𝑚/𝑠

60000

Theo bảng 6.13-TTTKHDĐCK Tập 1-tr.106 ta chọn cấp chính xác là cấp 9, theo
bảng 6.15 (tr.107) ta chọn 𝛿𝐻 = 0,006, theo bảng 6.16 (tr.107) ta chọn hệ số kể đến
ảnh hưởng sai lệch bước răng 𝑔0 = 82 . Suy ra
𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 . 𝑔0 . 𝑣√

𝑑𝑚1 .(𝑢1 +1)
𝑢1

=0,006 × 82 × 1,38 × √

91,875×(4+1)
4

=7,28 m/s

𝑏là chiều rộng vành răng b=𝑘𝑏𝑒 . 𝑅𝑒 = 0,25 × 211,85= 52,96 mm.
Suy ra:
𝑘𝐻𝑣 = 1+

𝑣ℎ .𝑏.𝑑𝑚1
2.𝑇1 .𝑘𝐻𝛽 .𝑘𝐻𝛼

=1+

4,85×52,96×91,875
2×165724,51×1,12×1,13

= 1,02

Vậy 𝑘𝐻 = 𝑘𝐻𝛽 . 𝑘𝐻𝛼 . 𝑘𝐻𝑣 = 1,12 × 1,13 × 1,02 = 1,291
Thay vào cơng thức đầu ta có
2. 𝑇1 . 𝑘𝐻 . √𝑢12 + 1
𝜎𝐻 = 𝑧𝑚 . 𝑧𝐻 . 𝑧𝜀 √
2
0,85. 𝑏. 𝑑𝑚1
. 𝑢1
2 × 165724,51 × 1,291 × √42 + 1
√
= 274 × 1,76 × 0,877
0,85 × 52,96 × 91,875 2 × 4
= 455,68 𝑀𝑃𝑎

Do đó 𝜎𝐻 < [𝜎𝐻 ] = 481,8(𝑀𝑃𝑎), thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc.
3.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn được viết như sau
19

𝜎𝐹1 =

2𝑇1 𝐾𝐹 𝑌𝜀 𝑌𝛽 𝑌𝐹1
0,85𝑏𝑚𝑡𝑚 𝑑𝑚1

≤ [𝜎𝐹1 ]; 𝜎𝐹2 = 𝜎𝐹1

𝑌𝐹2
𝑌𝐹1

≤ [𝜎𝐹2 ]

Trong đó
𝑇1 là mơmen xoắn bánh chủ động
𝑏 là chiều rộng vành răng (mm)
𝑚𝑡𝑚 là môđun pháp trung bình (mm)
𝑑𝑚1 là đường kính trung bình của bánh răng chủ động
𝑌𝛽 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng ta có 𝑌𝛽 = 1
𝑌𝐹1 , 𝑌𝐹2 là hệ số dạng của bánh răng 1 và 2
Với bánh răng cơn răng thẳng thì số răng tương đương được tính theo cơng thức
𝑍𝑣1 =

21
21
=
= 21
(𝑐𝑜𝑠𝛽)3 (cos 0)3

𝑍𝑣2 =

𝑍2
84
=
= 84
(𝑐𝑜𝑠𝛽)3 (cos 0)3

Với 𝑥1 =0,4, 𝑥2 = -0,4 kết hợp với các thông số trên, tra bảng 6.18 ta được
𝑌𝐹1 = 3,49
𝑌𝐹2 = 3,71
𝐾𝐹 là hệ số tải trọng khi tính về uốn, 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼 𝐾𝐹𝑣 .
Trong đó
+) 𝐾𝐹𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Ta có

𝐾𝑏𝑒 .𝑢
2−𝑘𝑏𝑒

=

0,25×4
2−0,25

= 0,57 , tra bảng 6.21- TTTKHDĐCK- Tập 1- tr.113 ta có

𝑘𝐹𝛽 = 1,45

20