DO AN CHI TIET MAY

TRƯỜNG ĐẠI HỌC
VIỆN CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN

THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

Ngành: KỸ THUẬT CƠ KHÍ
Chun ngành: CƠ KHÍ Ơ TƠ

Giảng viên hướng dẫn: ThS.
Sinh viên thực hiện
MSSV:

:

Lớp: CO

Thành phố Hồ Chí Minh, năm 2023


NHIỆM VỤ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
ĐỀ : Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng nón-trụ 2 cấp với các dữ liệu ban đầu như sau:
+ Sơ đồ gia tải như hình vẽ
+ Tùy chọn bộ truyền đai hoặc bộ truyền xích ở đầu vào hoặc đầu ra của hộp giảm tốc.
+ Các thơng số ban đầu của hệ:
Cơng suất trục
cơng tác

Số vịng quay trục

công tác (vg/ph)

Số năm làm
việc

16.4

22

5

Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va
đập nhẹ (1năm làm việc 300 ngày,1ca làm việc 8
giờ). Các thông số khác sinh viên tự lựa chọn cho
phù hợp.
+ Yêu cầu sai số vịng quay trục cơng tác  5%
Sơ đồ gia tải.
Nhiệm vụ thiết kế:
A. Phần thuyết minh: Một bản thuyết minh tính tốn hệ truyền động.
B. Phần bản vẽ:
Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc
: Khổ Ao hoặc A1
Sinh viên thiết kế
: ………………………………… Lớp : .……………..
Mã số sinh viên
: ………………………………… Ngành : …..….............
Ngày giao đề
:……tháng …… năm …… Ngày nộp đồ án: …… tháng …… năm……
Ghi chú : Khi cần sửa đổi số liệu phải có ý kiến của giáo viên hướng dẫn, tiến trình làm đồ
án cần thực hiện ngay sau khi được giao. Sau mỗi 4 tuần sẽ có 1 lần kiểm tra tiến độ, nếu 1

trong 2 lần kiểm tra sinh viên không kịp tiến độ sẽ khơng được dự bảo vệ đồ án.
Tp. Hồ Chí Minh, ngày ………. tháng …………. năm …...
Chủ nhiệm bộ môn

Giáo viên hướng dẫn


PHẦN I: TÍNH TỐN CHỌN ĐỘNG CƠ
I) Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền:
- Chọn sơ đồ:

- Hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ hai cấp nằm ngang
1. Chọn động cơ.
Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết: Pđc ≥ Pct
- Xác định hiệu suất hệ thống:
+ Hiệu suất truyền động:
ƞ= ƞkn.ƞ2br .ƞx.ƞol4
Trong đó : ƞkn = 0,99 : Hiệu suất khớp nối
Ƞbr1 = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
Ƞbr2 = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh rang trụ răng thẳng
Ƞx = 0,92 : Hiệu suất bộ truyền xích
Ƞol = 0,99 : Hiệu suất ổ lăn
=> ƞ = ƞkn.ƞ2br .ƞx.ƞol4 = 0,99.0,972,0,92.0,994 = 0,823


- Công suất cần thiết của động cơ:
Pct =

P lv
16,4

= 0,823 = 19,92 (KW)
ƞ

Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện
- Động cơ điện được chọn phải có cơng suất Pdc và số vịng quay đồng bộ thỏa
mãn điều kiện:
+ Pđc ≥ Pct = 19,92 (KW)
+ nđc ≈ nsb
+ Xác định số vòng quay sơ bộ
Chọn tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của hệ:
uch = uhgt.ux
Đối với bộ truyền xích, tỉ số truyền ux được chọn trong khoảng 2 ÷ 6.
Đối với hộp giảm tốc cơn trụ 2 cấp, tỉ số truyền được chọn trong khoảng 10÷25.
Ta chọn sơ bộ tỉ số truyền như sau:
uch = 11.3 = 33
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Nsb = nlv.uch = 22.33 = 726
Dựa vào số liệu trên ta chọn động cơ điện với thông số :
Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay
4A200M6Y3
22,0
975

Cos φ
0,9

Ƞ%
90

2. Phân phối tỉ số truyền:
n

975
đc
Tỉ số truyền thực sự lúc này là: uch = n = 22 =44,318
lv

- Hộp giảm tốc.
Tỉ số truyền chọn sơ bộ là uhgt = 10
- Bộ truyền xích.
Tỉ số truyền còn lại:

u x=

u ch 44,318
=
=4,43
u hgt
10

Tmax/Tdn
2

Tk/Tdn
1,2


Chọn Kbe= 0,25;

ψbd2 = 1,2;

λ k =2,25. ψ bd 2 .

[K01] = [K02], cK =1
[ K ¿¿ 02]

2 , 25.1,2
(1−K ¿ ¿ be). K be . [K ¿¿ 01]=
=14,4 ¿ ¿
(1−0,25 ) .0,25

¿

K .cK3 14, 4.1 14, 4

Hộp giảm tốc cơn - trụ hai cấp, ta căn cứ theo Hình 3.21 (Trang 45) với u hgt=10 tìm
được u1 = 3,3, do đó tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm sẽ là
u2= uhgt/u1 =10/3,3 = 3,03
3. Tính tốn các thơng số động học:
3.1. Tính tốn cơng suất trên các trục
Công suất làm việc:

Plv = 16,4 kW; nlv = 22 v/ph.
plv

16,4

p3

18,006

Công suất trên trục 3 là: P3 = Ƞ Ƞ = 0,92.0,99 = 18,006 (kW)
x ol
Công suất trên trục 2 là: P2 = Ƞ Ƞ = 0,99.0,97 = 18,750 (kW)
ol
br
P2

18,750

Công suất trên trục 1 là: P1 = Ƞ Ƞ = 0,99.0,97 = 19,525 (kW)
ol
br
P1

19,525

Công suất trên trục công tác: Pct = Ƞ Ƞ = 0,99.0,99 = 19,921 (kW)
ol
kn
3.2. Tính toàn tốc độ quay của trục
nđc = 975 (v/ph)
n1=nđc= 975 (v/phút)
n2 =

n 1 975
=
= 296(v/phút)
u1 3,3

n3 =

n 2 296
=
= 98 (v/phút)
u 2 3,03

nlv =

n3 98
=
= 22 (v/phút)
u x 4,43

3.3. Tính toán Momen xoắn trên các trục.
+ Momen xoắn của các trục trên các trục: T =

P .9,55 . 106
n

P ct .9,55 .10 6 19,921.9,55 . 106
Trục động cơ: Tđc =
=
(Nmm)
n đc
975


P 1 .9,55 .10 6 19,525.9,55 . 106

Trục 1: T1 =
=
= 191244,87 (Nmm)
n1
975
P 2 .9,55 . 106 18,750.9,55 . 106
Trục 2: T2 =
=
= 604940,88 (Nmm)
n2
296
P 3 .9,55 . 106 18,006.9,55 . 106
Trục 3: T3 =
=
= 1754666,33 (Nmm)
n3
98

Tlv =

P lv .9,55. 106 16,4.9,55. 106
=
= 7119090,90 (Nmm)
nlv
22

Từ các số liệu ta được bảng 1,
Bảng 1: Bảng đặc tính kỹ thuật
Trục
Tỷ số truyền u

Cơng suất P (kW)
Số vịng quay n(v/
ph)
Momen xoắn T

Trục động

Trục 1

cơ
Uk = 1
19,921
975
195123,64

Trục 2

Trục 3

Trục công

tác
U1 = 3,3
U2 = 3,03
Ux = 4,43
X
18,750
18,006
16,4
975

296
98
22
191244,87

604940,88 1754666,33

(Nm)
PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Điều kiện làm việc của bộ truyền xích ống con lăn:
+ Cơng suất trên trục chủ động: P = 18,006 (kW)
+ Số vòng quay trục chủ động: n = 98 (v/p)
+ Tỷ số truyền của bộ truyền xích: ux= 4,43 47
+ Mơmen xoắn trên trục dẫn: T= 1754666,33 (N.mm)
2.1. Chọn số răng của đĩa xích.
- Số răng trên đĩa xích dẫn: z1 = 23 răng (theo bảng 5.4/tr80)
- Số răng trên đĩa xích bị dẫn: z2 = ux.z1 = 4,43.23 = 101,89 răng
- Chọn z2 = 102 răng
- Tỉ số truyền thực tế: ut = z2/ z1= 4,43
- Sai lệch tỉ số truyền: Δ=0,11 %<2 %
2.2. Xác định thơng số xích.

7119090,90


- Bước xích.
Cơng suất tính tốn: Pt = P.K.Kz.Kn
Trong đó:
Từ B5.6 ta có: K0= 1, Ka=1; Kdc=1;Kbt=1;Kd=1,2;Kc=1,25
+ Hệ số làm việc K = KoKaKdcKbtKdKc = 1.1.1.1.1,2.1,25 = 1,5

+ Hệ số răng Kz = 25/z1= 25/23 = 1,087
n

200
01
+ Hệ số vòng quay: K n= n = 98 =2,04
3

→ Pt = P.K.Kz.Kn = 18,006.1,5.1,087.2,04 = 59,89 (kW)
 Kd ≥

P t 59,89
=
=1,72
[ P ] 34,8

Kd – Hệ số xét đến số dãy xích d, nếu d=1,2,3,4 thì Kd tương ứng sẽ bằng 1; 1,75;
2,5; 3.
=> chọn 2 dãy xích có bước xích p = 38,1
¿ p=38,1(mm)
Bảng 5.5 chọn [P]=19,3 (kW) ⇒ ¿ d c =11,12 (mm)
¿ B=35,46( mm)

{

+ Kiểm tra vòng quay tới hạn theo (B 5.8) : p = 38,1 mm, nt h=500( v / p)
Ta có n< nt h thỏa mãn
- Khoảng cách trục sơ bộ: a = (30÷50)p
Chọn a = 40.p = 40.38,1 = 1524 (mm)
- Số mắt xích:

2
2 a z 1+ z 2 z 2−z 1 P 2.1524 23+102 102−23 2 38,1
+
+
. =
+
+
.
=146,45
X=
P
2
2π
a
38,1
2
2π
1524

(

)

(

)

Chọn X= 148 mắt xích
- Tính chính xác khoảng cách trục:

[

z 1+ z 2
a=0,25 P X−
+
2

√(

z1 + z 2 2
z 2−z 1
X−
−2
2
π

) (

)]
2

[

= 0,25.38,1 . 148−

Để xích không chịu lực căng lớn, giảm bớt một lượng

23+102
+
2

√(

148−

23+102 2
102−23
−2
2
π

) (


a=(0,002 ÷ 0,004)a=(3,1÷6,2) mm
Chọn a = 1550 (mm)
- Số lần va đập trong 1 giây: i=

z 1 . n3 23.98
=
=1,015< [ i ]=30
15 X 15.148

3. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Ta có CT:
s=

Q
≥[ s]
(k đ . F t + F 0 + F v )

Trong đó:
Tra Bảng 5.2, ta được:

Tải trọng phá hỏng Q = 254 (kN)
Khối lượng 1m xích: q = 11 kg

kđ=1,25 (Chế độ làm việc trung bình, tải trọng mở máy 150%)
-Vận tốc trung bình của đĩa xích:
v=

n1 . z 1 . P 98.23 .38,1
=
=1,43 ( m/s )
60000
60000

- Lực vòng:
F t=1000.

P 1000.18,006
=
=12591,6 ( N )
v
1,43

- Lực căng do trọng lượng nhánh bị động gây ra (xích ngang kf = 6)
F0 = 9,81.kf.q.a = 9,81.6.11.1,55 = 1003,563 (N)
- Lực căng do lực li tâm sinh ra:
Fv = q.v2 = 11.1,432 = 22,5 (N)

- Hệ số an toàn cho phép: [s] = 8,5 (tra bảng B 5.10)
Q
254000
=> s= (k . F + F + F ) = (1,25.12591,6+1003,563+22,5) =15,15> [ s ] =8,5
đ
t
0
v

Vậy bộ truyền bảo đảm điều kiện bền.
4. Xác định các thơng số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục
- Đường kính vịng chia của cặp đĩa xích:
p . z1 38,1.23
=
=278,94( mm)
π
π
p . z 2 38,1.102
d 2=
=
=1237.01(mm)
π
π

{

d1 =


- Lực tác dụng lên trục:

Fr = kxFt= 1,15. 12591,6= 14480,34 (N)
Trong đó:
- kx : hệ số kể đến trọng lượng xích (Bộ truyền nằm ngang)
- Ft : Lực vịng
PHẦN 3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NÓN THẲNG.
Điều kiện làm việc của bộ truyền bánh răng
+ Mômen xoắn trên trục dẫn: T1= 191244,87 (Nmm)
+ Số vòng quay trên trục dẫn: n1= 975 (v/p)
+ Công suất trên trục dẫn: P1= 19,525 (kW)
+ Tỷ số truyền: un = 3,3
+ Thời gian phục vụ: L = 5 năm (1 năm 300 ngày, 1 ngày 2 ca, 1 ca 8h)
→Lh = 5.300.8.2 = 24000 (giờ)
1. Chọn vật liệu
Bánh nhỏ: C45 tôi cải thiện, độ cứng 250HB, σch1=580MPa
Bánh lớn: C45 tôi cải thiện, độ cứng 240HB, σch2=450MPa
2. Xác định ứng suất cho phép
2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
a. Bánh răng nhỏ: [ σ H ]1=

σ 0Hlim
. Z R Z V K xH K HL
SH

Trong đó:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra Bảng 6.2)
σ 0Hlim =2 HB +70=2.250+70=570 ( MPa )

SH = 1,1

√

6
- Hệ số tuổi thọ: K HL=

N HO
N HE

Với: NHO = 30HB2,4 = 30.2502,4 = 17.106 chu kỳ
N HE=60 n Lh ∑

Ti 3 ti
T 3
0,8 T 3
.
=60.975 .24000 .
.0,7+
.0,3 =1198 .106
T max ∑ t i
T
T

[( ) ]

[( ) ( ) ]


Vì NHE>NHO nên KHL=1
- Sơ bộ chọn ZR = 1, ZV = 1, KxH = 1
σ 0Hlim

570
=> [ σ H ]1= S . Z R Z V K xH K HL = 1,1 .1.1 .1=518,18( MPa)
H
σ 0Hlim
. Z R Z V K xH K HL
b. Bánh răng lớn:[ σ H ]2=
SH

Trong đó:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2)
σ 0Hlim =2 HB +70=2.240+70=550 ( MPa )

SH = 1,1

√

6
- Hệ số tuổi thọ: K HL=

N HO
N HE

Với: NHO=30HB2,4=30.2402,4=15,5.106 chu kỳ
N HE=60 n Lh ∑

T i 3 ti
T 3
0,8 T 3
.
=60.296 .24000 .

.0,7+
.0,3 =363.106
T max ∑ t i
T
T

[( ) ]

[( ) ( ) ]

Vì NHE > NHO nên KHL=1
- Sơ bộ chọn ZR = 1, ZV = 1, KxH = 1
σ 0Hlim
550
[ σ H ]2= S . Z R Z V K xH K HL = 1,1 .1.1 .1=500 ( MPa )
H

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của từng bánh răng là:
+ Bánh răng nhỏ:[ σ H ]1=518,18(MPa)
+ Bánh răng lớn:[ σ H ]2=500(MPa)
Ta có: [ σ H ]=min ( [ σ H ]1 , [ σ H ]2 )=500 ( MPa)
2.2 Ứng suất uốn cho phép
a. Bánh răng nhỏ: [ σ F ]1 =

σ 0Flim
.Y R Y S K xF K FL
SF

Trong đó:
- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2)

σ 0Flim =1,8 HB=1,8.250=450 ( MPa )

SF = 1,75


√

6
- Hệ số tuổi thọ: K FL=

N FO
N FE

Với: NFO = 4.106
N FE=60 n Lh ∑

T i 6 ti
T 6
0,8 T 6
.
=60.975 .24000 .
.0,7+
.0,3 =1093.106
T max ∑ t i
T
T

[( ) ]

[( ) ( ) ]

Vì NFE > NFO nên KFL = 1
Sơ bộ chọn YR = 1, Ys = 1, KxF = 1
σ 0Flim
450
[ σ F ]1 = S .Y R Y S K xF K FL= 1,75 .1 .1.1 .1=257,14 (MPa)
F
σ 0Flim
.Y R Y S K xF K FL
b. Bánh răng lớn: [ σ F ]2 =
SF

Trong đó:
- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2/94)
σ 0Flim =1,8 HB=1,8.240=432 ( MPa )

SF = 1,75

√

6
- Hệ số tuổi thọ: K FL=

N FO
N FE

Với: NFO = 4.106
N FE=60 n Lh ∑

T i 6 ti

T 6
0,8 T 6
.
=60.442 .24000 .
.0,7+
.0,3 =¿ 496.106
T max ∑ t i
T
T

[( ) ]

[( ) ( ) ]

Vì NFE > NFO nên KFL = 1
Sơ bộ chọn YR = 1, Ys = 1, KxF = 1
σ 0Flim
432
[ σ F ]2 = S .Y R Y S K xF K FL= 1,75 .1 .1.1 .1=246,9 ( MPa )
F

Vậy ứng suất uốn cho phép của từng bánh răng là:
+ Bánh răng nhỏ: [ σ F ]1 =257,14( MPa)
+ Bánh răng lớn:[ σ F ]2 =246,9(MPa)
2.3. Ứng suất quá tải cho phép.
+ Ứng tiếp xúc quá tải cho phép: [σH]max = 2,8.σch2 = 2,8.450 =1260 (MPa)
+ Ứng suất uốn quá tải cho phép: [σF1]max = 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF2]max = 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

3. Tính tốn bộ truyền.
Xác định sơ bộ chiều dài cơn ngồi

√

Re =K R √u 2+1 . 3

T 1 . K Hβ

( 1−K be ) . K be . u . [ σ H ]

2

Trong đó:
- Hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng: KR = 49,5
- Hệ số chiều rộng vành răng: Kbe=b/Re = 0,25
- Tra bảng 6.21 chọn: KHβ = 1,185

√

Re =K R √u 2+1 . 3

T 1 . K Hβ

( 1−K be ) . K be . u . [ σ H ]

2

√

=49,5. √ 3,32+ 1. 3

191244,87 .1,185
=193,85(mm)
( 1−0,25 ) .0,25.3,3 .5002

*Bánh răng nhỏ:
- Đường kính vịng chia ngoài:
d e 1=

2. R e

√1+u

2

=

2. 193,85
=112,43(mm)
√ 1+ 3,32

Tra bảng (6.22) tìm z1p = 20 → z1 = 1,6.z1p = 32 răng; chọn z1 = 32 răng
- Đường kính trung bình: dm1 = (1- 0,5Kbe).de1 = (1-0,5.0,25).112,43 = 98.38 (mm)
- Mơ đun vịng chia trung bình: mm = dm1/z1 = 98,38/32 = 3,07 (mm)
- Mơ đun vịng chia ngồi: me = mm/(1-0,5Kbe) = 3,07/(1-0,5.0,25) = 3,5 (mm)
→ chọn me = 4 (mm)
Tính lại:
- mm = me(1-0,5Kbe) = 3,5 (mm)
- Z1 = dm1/mm= 98,38/3,5 = 28,108, lấy Z1=29 răng

- Đường kính trung bình: dm1 = mm.z1 = 3,5.29 = 101,5 (mm)
* Bánh răng lớn:
- z2 = u.z1= 3,3.29 = 95,7 răng, chọn z2 = 96 răng
Do đó: u = z2/z1 = 96/29 = 3,31
- Đường kính trung bình: dm2 = mm.z2 = 3,5.96 = 336 (mm)
- Tính chính xác chiều dài cơn ngồi:
Re =0,5 me √ z 21 + z 22=0,5.4 . √ 292+ 962=200,57 (mm)


- Góc cơn chia: δ1 = arctg(z1/z2) = 16,81o; δ2 = 73,190
- Vận tốc dài của bộ truyền:
V = πddm1n1/60000 = (3,14. 101,5.975)/60000 = 5,18 (m/s)
- Chiều rộng vành răng: b = ΨbeRe = 0,25. 200,57 = 50,14 (mm)
Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:
'

[ σ H ] =[ σ H ] . Z R . Z V . K xH
Trong đó:
- [ σ H ]=500 ( MPa )
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc: ZR
Tốc độ vòng của bánh răng v = 5,18 (m/s)
Tra bảng 6.13 ta có: Cấp chính xác cấp 7
Với cấp chính xác cấp 7, tra bảng 21.3 ta có Rz = 20μmm
Vậy ta có ZR = 0,9 (/tr91)
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng: ZV
Với HB < 350 ta có ZV = 0,85.v0,1=0,85.5,180,1= 1
- Hệ số tính đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng: KxH = 1 (da < 400mm)
'

=> [ σ H ] =[ σ H ] . Z R . Z V . K xH =500.0,9 .1.1=450(MPa)

Tính lại ứng suất uốn cho phép:
'

[ σ F ] = [ σ F ] .Y R .Y S . K xF
Với: YR = 1
YS = 1,08-0,0695.ln(mm) = 1,08-0,0695.ln(3,5) = 0,99
KxF = 1 (Vì da < 400mm)
'

[ σ F ]1 =[ σ F 1 ] . Y R . Y S . K xF =257,14.1.0,99 .1=254,57 (MPa)
'

[ σ F ]2 = [ σ F 2 ] . Y R . Y S . K xF =246,9.1.0,99 .1=244,43( MPa)
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc làm việc:
σ H =Z M . Z H . Z ε .

√

2 T 1 K H . √ u2 +1
0,85.b . u . d

2
m1

<[ σ H ]

'

Trong đó:
- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu: ZM = 274 (MPa)1/3 (Bảng 6.5)
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ZH = 1,76 (Bảng 6.12)
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của các răng Z ε=

1
1
=
=0,76
εα
1,74

√ √

Trong đó ε α- hệ số trùng khớp ngang, tính theo cơng thức sau:

[

ε α = 1,88−3,2.

( z1 + z1 )] . cosβ=[ 1,88−3,2.( 291 + 961 )] . cos 0 =1,74
0

1

2

- K H - hệ số tải trọng khi tính về 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 vành răng
K Hβ=1,185 ( đã tra theo bảng 6.21 ở phần trên)

- K Hα- 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 K Hα =1
- K Hv- là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo cơng
thức:

K Hv =1+

v H . b . d m1
2 T 1 . K Hβ . K Hα

Trong đó:

v H =δ H . g0 . v .

√

d m1( u+1)
u

 d m 1- đường kính trung bình bánh răng nhỏ: d m 1=¿ 101,5

mm

 v - vận tốc vịng, tính theo công thức:
v=

π . d m 1 . n1 π . 101,5 . 975
=
=5,18(m/s)

60000
60000



Theo bảng 6.13/T106 chọn cấp chính xác 7.



Theo bảng 6.15 chọn δ H =0,006.

 Theo bảng 6.16 chọn g0 = 47 (với m = 3,5).
 v H =δ H . g0 . v . d m 1( u+1) =0,006 . 47.5,18. 101,5 .(3,31+1) =16,8( m )

√

u

√

3,31

s

 T1=191244,87 Nmm – moment xoắn trên trục bánh răng chủ động.
 b - chiều rộng vành răng ăn khớp: b=50,14mm.
Suy ra:

K Hv =1+

16,8 .50,14 . 101,5
=1,19
2 . 191244,87 .1,185 . 1

 K H =K Hβ K Hα K Hv= 1,185 . 1 . 1,19 = 1,41


Như vậy ta tính được ứng suất tiếp xúc:
σ H =Z M . Z H . Z ε .

√

2 T 1 K H . √ u2 +1
0,85.b . u . d 2m 1

=274.1,76 .0,76 .

√

2.191244,87 .1,41 . √ 3,312+ 1
0,85.50,14 .3,31 . 101,52

'

¿ 415,16 < [ σ H ] =450( MPa)

Vậy điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc được thỏa mãn.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra:σ F 1 =

2. T 1 . K F . Y ε . Y β .Y F 1
'
≤ [ σ F1]
0,85. b . dm 1 . mm
σ F2=

σF 1. Y F 2
<[σ F 2 ]'
Y F1

Trong đó:
- T1 = 191244,87 (Nmm)
- Yε = 1/εα=1/1,74 = 0,57
- Y 1
-Tra bảng 6.18 với x = 0 nội suy ta có:
YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6
- KF = KFβKFαKFv=1,38.1,22.1,5 = 2,52
Với: KFβ = 1,38
KFα = 1,22 (Bảng 6.14 cấp chính xác 7)
KFv = 1,5 (Tra phụ lục P2.3 đối với cấp chính xác 7)

σ F1=

2 T 1 K F Y ε Y β Y F 1 2.191244,87 . 2,52 .0,57. 1.3,8
=
0,85 b m m d m 1
0,85. 50,14 . 3,5.101,5
'

¿ 137,89 ( MPa ) < [ σ F 1 ] =254,57 MPa

σ F2=

σ F 1 Y F 2 137,89 . 3,6
'
=
=130,63< [ σ F 2 ] =244,43(MPa)
Y F1
3,8

Vậy điều kiện uốn thỏa mãn
6. Kiểm nghiệm răng về quá tải
T

K
Tra bảng động cơ điện 4A200M6Y3 ta có: K qt = T =1,2
dn

Ứng suất tiếp xúc cực đại:


σ Hmax =σ H . √ K qt =415,16. √1,2=454,78<[σ H ] max=1260 ( MPa)

Ứng suất uốn cực đại:
σ F 1 max =σ F 1 . K qt =137,89 .1,2=165,468 ( MPa ) < [ σ F 1 ] max=464 (MPa)
σ F 2 max =σ F 2 . K qt =130,63 .1,2=156,756 ( MPa )< [ σ F 2 ] max=360( MPa)

7. Các thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng cơn – răng thẳng.
7.1. Tính tốn các thơng số.
- Chiều dài cơn ngồi:

Re =200,57 mm ;

- Mơ đun vịng ngồi:

me =4 mm;

- Chiều rộng vành răng: b¿ 50,14 mm;
- Tỉ số truyền:

u=3,31;

- Góc nghiêng răng:

β=0 °

- Số răng của bánh răng: z 1=29 răng ; z 2=96 răng ;
x 1=x 2=0;

- Hệ số dịch chỉnh:

- Đường kính vịng chia ngoài:
d e 1=m e . z 1=4.29=116 mm ;
d e 2=me . z 2=4.96=3 mm;
δ 1=¿16,810; δ2 = 73,190

Góc cơn chia:

- Chiều cao răng ngồi:
h e=2. hte . m te +c=2.1.4+ 0,8=8,8 mm

Với : hte =cosβ =1
c=0,2. m te=0,2. 4=0,8

- Đường kính trung bình:
d m 1= 101,5

(

d m 2= 1−

mm;

0,5. b
0,5. 50,14
. d e 2= 1−
.384=334,34 mm ;
Re
193,85

)

(

)

- Chiều cao đầu răng ngoài:
h ae 1=( h te+ x n1 . cosβ ) . mte
h ae2=2. hte . mte −h ae1
1
Với: x n 1=2 1− 2

( u )√

cos3 β
1
=2 1−
z1
3,312

(

 h ae1=( 1+0,34. 1 ) .4=5,36 mm ;

)√

1
=0,34
29


h ae 2=2 .1.4−5,36=2,64 mm ;

- Chiều cao chân răng ngoài:
h fe 1=h e−hae1=8,8−5,36=3,44 mm;
h fe 2=h e−hae 2=8,8−2,64=6,16 mm ;

- Đường kính răng ngồi:
d ae 1=d e 1+2. hae 1 . cos δ 1=116 +2 .5,36 . cos 16,810=126,26 mm ;
d ae 2=d e 2+2. h ae2 . cos δ2=384 +2 .2,64 . cos 73,19 0=385,5 mm;

7.2. Bảng thông số
Thơng số
Chiều dài cơn ngồi
Mơ đun vịng ngồi
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng răng
Số răng của bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vịng chia ngồi
Góc cơn chia
Chiều cao răng ngồi
Đường kính trung bình
Chiều cao đầu răng ngồi
Chiều cao chân răng ngồi
Đường kính răng ngồi

Tính tốn
Re =200,57 mm ;
me =4 mm;
b¿ 50,14 mm;
u=3,31;
β=0 °
z 1=29 răng ; z 2=96 răng ;
x 1=x 2=0;
d e 1=116 mm ;d e 2=384 mm ;
δ 1=16,810 ; δ 2=73,190 ;
h e=8,8 mm
d m 1= 101,5 mm;d m 2=334,34 mm ;
h ae1=5,36 mm ; hae 2=2,64 mm ;

h fe 1=3,44 mm ;h fe 2=6,16 mm ;
d ae 1=126,26 mm;d ae 1=385,5 mm;

B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM
Điều kiện làm việc của bộ truyền bánh răng trụ thẳng cấp chậm
+ Mômen xoắn trên trục dẫn: T2 =604940,88 (Nmm)
+ Số vòng quay trên trục dẫn: n2 = 296 (v/p)
+ Công suất trên trục dẫn: P2 = 18,750 (kW)
+ Tỷ số truyền: u = 3,03
+ Thời gian phục vụ:

L = 5 năm (1 năm 300 ngày, 1 ngày 2 ca, 1 ca 8h)

→Lh=5.300.8.2 = 24000 (giờ)
1. Chọn vật liệu
Bánh nhỏ:

C45 tôi cải thiện, độ cứng 250HB, σch1=580MPa

Bánh lớn:

C45 tôi cải thiện, độ cứng 240HB, σch2=450MPa


2. Xác định ứng suất cho phép
2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
a. Bánh răng nhỏ:

[ σ H ] 1=

σ 0Hlim
. Z R Z V K xH K HL
SH

Trong đó:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra Bảng 6.2)
σ 0Hlim =2 HB +70=2.250+70=570 ( MPa )

SH = 1,1
N HO
N HE

√

6
- Hệ số tuổi thọ: K HL=

Với: NHO = 30HB2,4 = 30.2502,4 = 17.106 chu kỳ
N HE=60 n Lh ∑

T i 3 ti
T 3
0,8 T 3
.
=60. 296 .24000 .
.0,7+
.0,3 =364 .106
T max ∑ t i
T
T

[( ) ]

[( ) ( ) ]

Vì NHE >NHO nên KHL=1
-Sơ bộ chọn ZR = 1, ZV = 1, KxH = 1
=> [ σ H ]1=

σ 0Hlim
570
. Z R Z V K xH K HL =
.1.1 .1=518,18( MPa)
SH
1,1

σ 0Hlim
. Z R Z V K xH K HL
b. Bánh răng lớn:[ σ H ]2=
SH

Trong đó:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2)
σ 0Hlim =2 HB +70=2.240+70=550 ( MPa )

SH = 1,1

√

6

- Hệ số tuổi thọ: K HL=

N HO
N HE

Với: NHO=30HB2,4=30.2402,4=15,5.106 chu kỳ
N HE=60 n Lh ∑

Ti 3 ti
T 3
0,8 T 3
.
=60.98 .24000 .
.0,7+
.0,3 =121.106
T max ∑ t i
T
T

[( ) ]

Vì NHE > NHO nên KHL=1

[( ) ( ) ]


- Sơ bộ chọn ZR = 1, ZV = 1, KxH = 1
σ 0Hlim
550
[ σ H ]2= S . Z R Z V K xH K HL = 1,1 .1.1 .1=500 ( MPa )

H

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của từng bánh răng là:
+Bánh răng nhỏ:[ σ H ]1=518,18(MPa)
+Bánh răng lớn:[ σ H ]2=500( MPa)
Ta có: [ σ H ]=min ( [ σ H ]1 , [ σ H ]2 )=500 ( MPa )
2.2 Ứng suất uốn cho phép
a. Bánh răng nhỏ: [ σ F ]1 =

σ 0Flim
.Y R Y S K xF K FL
SF

Trong đó:
- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2)
σ 0Flim =1,8 HB=1,8.250=450 ( MPa )

SF = 1,75

√

6
- Hệ số tuổi thọ: K FL=

N FO
N FE

Với: NFO = 4.106
N FE=60 n Lh ∑

T i 6 ti
T 6
0,8 T 6
.
=60.296 .24000 .
.0,7 +
.0,3 =332.106
T max ∑ t i
T
T

[( ) ]

[( ) ( ) ]

Vì NFE > NFO nên KFL = 1
Sơ bộ chọn YR = 1, Ys = 1, KxF = 1
σ 0Flim
450
[ σ F ]1 = S .Y R Y S K xF K FL= 1,75 .1 .1.1 .1=257,14 (MPa)
F
σ 0Flim
.Y R Y S K xF K FL
b. Bánh răng lớn: [ σ F ]2 =
SF

Trong đó:
- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2/94)
σ 0Flim =1,8 HB=1,8.240=432 ( MPa )

SF = 1,75


√

6
- Hệ số tuổi thọ: K FL=

N FO
N FE

Với: NFO = 4.106
N FE=60 n Lh ∑

T i 6 ti
1754666,33 6
0,8 T
.
=60.98 .24000 .
.0,7+
T max ∑ t i
T
T

[( ) ]

[(

)

(

6

) .0,3]=110.10

Vì NFE > NFO nên KFL = 1
Sơ bộ chọn YR = 1, Ys = 1, KxF = 1
σ 0Flim
432
[ σ F ]2 = S .Y R Y S K xF K FL= 1,75 .1 .1.1 .1=246,9 ( MPa )
F

Vậy ứng suất uốn cho phép của từng bánh răng là:
+ Bánh răng nhỏ: [ σ F ]1 =257,14( MPa)
+ Bánh răng lớn:[ σ F ]2 =246,9(MPa)
2.3 Ứng suất quá tải cho phép
+ Ứng tiếp xúc quá tải cho phép: [σH]max = 2,8.σch2 = 2,8.450 =1260 (MPa)
+ Ứng suất uốn quá tải cho phép: [σF1]max = 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF2]max = 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
3. Tính tốn bộ truyền
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
aW K a  u  1 3

T2 .K H 

H 

2

.u. ba

Trong đó:
- Hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng: Ka= 49,5 (Bảng 6.5)
- Hệ số chiều rộng vành răng: ψba=0,315 (Bảng 6.6)
- ψbd = 0,53. ψba.(u+1)=0,53.0,315.(3,03+1) = 0,7
- Tra bảng 6.7 theo ψbd chọn: KHβ=1,03 ; KFβ=1,05

√

a w =49,5. ( 3,03+1 ) 3

604940,88. 1,03
=274,7(mm)
0,315.3,03 . 5002

Chọn aw = 278 (mm)
Xác định các thông số ăn khớp
+ Môđun sơ bộ: m = (0,01÷0,02)aW = (2,8÷5,5)

6