Đồ án chi tiết máy ngành Kỹ thuật ô tô

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CNGTVT
KHOA CƠ KHÍ

CỘNG HỒ XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
Độc lập - Tự do - Hạnh phúc
---------------------------

Sinh viên: Phạm Đình Huy
Lớp 70DCOT23
Số thứ tự :18
Giáo viên hướng dẫn:Trần Trọng Tuấn

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
CHƯƠNG I

: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Thiết kế hệ dẫn động băng tải như hình sau :

1- Động cơ điện;
2- Khớp nối;
3- Hộp giảm tốc;
4- Bộ truyền ngoài
5- Băng tải.
Chế độ tải: T1=T; T2=0,9T; T3=0,7T
Trang 1


t1=15s; t2=45s; t3=20s
-Thời hạn 7 năm =33600 giờ
Chú ý: 1 năm làm việc 300 ngày và một ca làm việc 8 giờ

Bảng 1.1
STT

HGT

Đai-xích

P(N)

v (m/s)

18

2

2

4400

2

D
(mm)
200

Số ca

Loại 2

1. Xác định cơng suất động cơ

1.1 Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo cơng thức
Pct = Pt/η

(1.1)

Trong đó
P 21 ×t 1 + P22 × t 2 + P23 ×t 3
Pt =Ptd =
=P 1 ×
t 1 +t 2 +t 3

√

Theo chế độ tải có P = T.ω

√

∑

Pi 2
×t i
P1

( )

∑ ti

Mà vận tốc góc ω khơng đổi → P tỉ lệ với T (momen quay)
 Pt = P × v
1000

√

∑

Pi 2
× ti
P1

( )

∑ ti

4400.2
2
2
⟹ 1000 √(15+ 0,9 .45+ 0,7 .20)/( 15+ 45+20)
Trang 2

2

Thời hạn
(Năm)
7


8,8.7

8,8.7

=8,8. √ 61,25/80 ¿ 8 = 8 = 7,7 kW

(1.2)

1.2 Tính hiệu suất truyền động
Tra bảng 2.3 ta chọn
-Hiệu suất của bộ truyền đai(để hở): ηđ = 0,95
-Hiệu suất nối trục di động: ηk = 0,99
-Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: ηol = 0,99
-Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ: ηbr = 0,97
η =η k .η đ. η 4ol. η2br = 0,99. 0,95.0,994.0,972 = 0,85 (1.3)

Từ (1.1),(1.2) và (1.3)
7,7

⟹ Pct = 0,85 ≈ 9,1 kW
2. Xác định số vòng quay sơ bộ
2.1 Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo cơng thức
nsb = nlv.uc (1.4)
nlv : Số vịng quay của trục máy cơng tác
uc : tỷ số truyền tồn bộ của hệ thống
Trong đó: nlv =

60000. v
πDD

60000.2

= πD .200 = 190,9 v/p

(1.5)

Từ bảng 2.4 chọn
+ uđ 2...4 là tỉ số truyền của truyền động đai lấy uđ = 2
+ uh 8...40 là tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp lấy uh=8
⟹ uc = un.ut = uđ.uh = 2.8 = 16 (1.6)
Thay (1.5),(1.6) vào (1.4) ta có:
nsb = 190,9.16 =3055 v/p
Chọn số vịng quay sơ bộ của động cơ nsb = 3000 v/p
Trang 3


2.2 Tra bảng P1.3 phụ lục
¿ ¿ Pdc ≥ Pct
¿ n db ≥ nsb
Với điều kiện chọn động cơ là :
T
T
¿ mm ≤ k
T
T dn

{

{

Từ Pct = 9,1 kW và nsb = 3000 v/p
Ta có
Bảng thơng số (Bảng 1.2)
Kiểu động cơ

Cơng

Vận tốc

suất p

quay n

(kw)

(v/ph)

9,1

2907

4A132M2Y3

Cosφ

η%

T max
T dn

Tk
T dn

0,9

88

2,2

1,4

2.3 Tính lại tỉ số truyền chung
Theo cơng thức:
uc = nđc/nlv = 2907/190,9 =15,2
-Tính tỉ số truyền cấp nhanh (u1)và tỉ số truyền cấp chậm (u2) :
+ Chọn uđ = 2

(1.7)

+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc(uh) tính theo cơng thức :
uc

15,2

uh = u = 2 = 7,6
đ
Dựa vào công thức [ 3.11 ] (tr 43) ta có
u1=u2 (1,2. ..1 ,3)
u 1 . u2=uh

{

u1=3,14

{

⟹ u =2,42
2
Trang 4


Trong đó: u1 và u2 lần lượt là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm
3. Lập bảng
3.1.Tính cơng suất trên các trục.
+ Plv = Ptđ = 7,7 (kw)
+ P3 = Plv/(ol. k) = 7,7/ (0,99. 0,99) = 7,9 (kw);
+ P2 = P3/(ol. br) = 7,9/ (0,99.0,97) = 8,2(kw);
+ P1 = P2/(ol. br) = 8,2/ (0,99.0,97) = 8,5 (kw);
+ Pđc = P1/(ol. đ) = 8,5/ (0,99. 0,96) = 8,9 (kw).
3.2. Tính số vịng quay trên các trục.
+n1 = nđc/uk = 2907/1 = 2907 (vòng/phút)
+ n2 = n1/u1 = 2907/3,14 = 925,7 (vòng/phút)
+ n3 = n2/u2 = 925,7/2,42 = 382,5 (vòng/phút)
+ nlv = n3/uđ = 382,5/2 = 191,2(vịng/phút)
3.3. Tính mơmen xoắn trên các trục.
Từ Ti = 9,55.106. pi/ni
Ta có:+ T1 = 9,55.106. p1/n1 = 9,55.106. 8,5/2907 = 27923,9(Nmm)
+ T2 = 9,55.106. p2/n2 = 9,55.106. 8,2/925,7 = 84595,4(Nmm)
+ T3 = 9,55.106. p3/n3 = 9,55.106. 7,9/382,5 = 197241,8 (Nmm)
+ Tđc = 9,55.106. pđc/nđc = 9,55.106. 9,1/2907 = 29895,0 (Nmm)
+ Tlv = 9,55.106. plv/nlv = 9,55.106. 7,7/191,2 = 384597,3 (Nmm)
3.4 Lập bảng
Bảng 1.3 :Bảng tổng kết
Trang 5

Trục Trục động
Trục I
Trục II
Trục III
Thông số
cơ
Tỷ số truyền uk = 1
u1 = 3,14
u2 = 2,42
u
Vận tốc quay2907
2907
925,7
382,5
n (v/p)
Công suất – P
9,1
8,5
8,2
7,9
(kW)
Mômen xoắn 29895,0 27923,9
84595,4 197241,8
T(Nmm)

Trục làm
việc
uđ = 2

191,2
7,7
384597,3

CHƯƠNG II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
BỘ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI
1. Chọn đai
1.1 Thiết kế bộ truyền đai cần phải xác định được loại đai, kích thước đai và bánh
đai, khoảng cách trục A, chiều dài đai L và lực tác dụng lên trục.
Do công suất trục I Plv=7,9 (kw)và uđ= 2 và yêu cầu làm việc êm nên ta có thể
chọn đai thang.
1.2 Chọn tiết diện đai
Theo hình 4.1
Với cơng suất trên bánh đai chủ động: P3= 7,9 (kW) và n3= 382,5 (vòng/phút)
 Chọn tiết diện đai B với các thơng số sau : Bảng 2.1
Loại đai

Thang B

Kích thước mặt cắt
(mm)

bt

b

h

yo

19

22

13,5

4,8

Diện tích
A (mm2)

Đường
kính bánh
đai nhỏ d1
(mm)

Chiều dài giới
hạn l (mm)

138

200÷400

1800÷106000

1.3 Chọn đường kính đai nhỏ
Trang 6


d1 = (200... 400)

Chọn d1 =250 (mm) theo tiêu chuẩn

(2.1)

-Từ đường kính bánh đai, xác định vận tốc đai
v=

πD d 1 n1 πD .250 .382,5
= 60000 = 4,8 m/s
60000

(2.2)

-Vận tốc của đai nhỏ hơn vận tốc cho phép:
v < vmax = 25m/s
1.4 Chọn đường kính đai lớn
Theo cơng thức [ 4.2 ] ta có:
d 2=

d 1 .u
1−ε

Trong đó : u = uđ =2 , ε = 0,02

⇒ d2 =

250.2
= 510,2(mm)
1−0.02

Theo bảng [ 4.21 ] chọn đường kính tiêu chuẩn : d2 = 500 mm

(2.3)

Vậy tỷ số truyền thực tế :
d2

500

uc = d (1−ε ) = 250.(1−0,02) = 2,04
1
Sai lệch tỷ số truyền : ∆ u=

u c −u
2,04−2
.100=
= 2,04% < 4% thỏa mãn điều kiện
u
2

2. Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai.
2.1 Theo bảng[ 4.14 ] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính
đai d2.
Ta có uđ =2
a

⟹ d = 1,2 ⟹ a = 1,2.d2 = 600 mm
2

(2.4)

Thỏa mãn điều kiện: 2.(d1 + d2) ≥ a ≥ 0,55 (d1 + d2) +h
2.2 Chiều dài đai được xác định
Trang 7


Từ khoảng cách trục a đã chọn:
l = 2.a + 0,5. πD .(d1 + d2 ) +¿ ¿
l=2.600+ 0,5. πD . (250+ 500 ) +¿ ¿

Theo bảng [ 4.13 ], chọn chiều dài đai tiêu chuẩn : l = 2500(mm)
- Ta kiểm nghiệm đai về tuổi thọ.
v 4,8
Theo công thức [ 4.15 ] :i= =
=1,92l 2,5

2.3 Xác định lại khoảng cách trục a:
λ=l−

Δ=

πD . ( d 1 +d 2 )
3,14. ( 500+250 )
=2500−
=2107,5 mm
2
2

(d2 −d 1 ) 500−250

=
=125 mm
2
2
2

2

λ+ √ λ2 −8 Δ2 2107,5+ √ 2107,52−8. 1252
=1046,28mm
a=
=
4
4

(2.6)

-Tính góc ơm đai nhỏ
57 ο . ( d2 −d 1 )
57 ο . ( 500−250 )
α 1=180 −
=180ο−
=166ο(2.7)
a
1046,28
ο

α1 > αmin = 1200 thỏa mãn điều kiện không trượt trơn.
3. Xác định số đai
-Ta có

z=

P1 . K đ
[ P0 ] C α C l Cu C z

-Trong đó:
P1 : Cơng suất trên trục bánh đai chủ động P = 7,9 kW
[Po] : Công suất cho phép tra bảng 4.19 ta có [Po] = 2,3 kW
Trang 8

(2.5)


Cα : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của góc ơm α1
Cα = 1 -0,0025.(180 - α1) = 1-0,0025.(180-166) = 0,965
Cu : Hệ số tính đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
Tra bảng [ 4.17 ] có Cu = 1,12
Cz : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên các dây đai:
P1

7,9

Z’= P = 2,3 = 3,4 => Cz = 0,95 ( tra bảng 4.18 )
[ 0]
Kđ : Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng
Tra bảng [ 4.7 ] ta có Kđ = 1,25
Cl : Hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai
l

2500

Ta có l = 1700 = 1,11 => Cl = 1,03 (bảng 4.25)
o
-Vậy :
Z=

7,9.1,25
=4,05
2,3.0,965 .1,03 .1,12.0,95

Chọn Z = 4

(2.8)

3.1. Chiều rộng bánh đai
-Chiều rộng bánh đai B = (z – 1).t + 2e
-Tra bảng [ 4.21 ] => t =25,5; e = 17; ho = 5,7
B = (4 – 1) .25,5 + 2.17 = 110,5 mm

(2.9)

3.2. Đường kính ngồi hai bánh đai
-Bánh dẫn da1 = d1 + 2ho = 250 + 2.5,7 = 261,4 mm
Trang 9

(2.10)


-Bánh bị dẫn da2 = d2 + 2ho = 500 + 2.5,7 = 511,4 mm

(2.11)

4. Lực tác dụng lên trục Fr, lực căng ban đầu Fo
4.1 Lực căng trên 1 đai:
F 0=

780. P1 . k đ
+Fv
v .C α . Z

-Trong đó:
Fv: là lực căng do lực li tâm sinh ra.
Fv = qmv2
qm : khối lượng trên 1m chiều dài đai (tra bảng 4.22) ta có :
qm = 0,3 kg/m
v : vận tốc vòng (m/s)
 Fv = 0,3.4,82 = 6,912 (kgm/s2)
-Vậy :
F 0=

780.7,9.1,25
+6,912=422,6 ( N ) (2.12)
4,8.0,965.4

4.2 Lực tác dụng lên trục:
F r=2. F o . Z . sin

α1
170o
=2.422,6 .4 . sin

=3355,6(N )(2.13)
2
2

( )

( )

Trang 10


Bảng 2.2: Bảng tổng kết các giá trị

Loại Đai
Đường kính bánh đai nhỏ d1
Đường kính bánh đai lớn d2
Khoảng cách trục a
Chiều dài L
Góc ơm đai nhỏ α 1
Số đai Z
Chiều rộng đai B
Đường kính ngồi hai bánh đai da1 , da2
Lực căng ban đầu F0
Lực tác dụng lên trục Fr

Đai hình thang thường loại A
250mm
500mm
1046,28mm
2500 mm

166o
4
110,5 mm
da1 = 261,4mm ; da2 = 511,4 mm
422,6 N
3355,6N

CHƯƠNG III
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC
I.

Thiết kế bộ truyền cấp nhanh(Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

1.1 Các thông số đã tính:
+ P1=8,5 (Kw)
+ n1= 2907 (v/ph)
+ u1= 3,14
+ T1= 27923,9(N.mm)
1.1.1 Chọn vật liệu
-Theo bảng [ 6.1 ] do không có u cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hố
trong thiết kế ta có thể chọn vật liệu cho cả 2 bánh răng là thép 45 tôi cải thiện.

Trang 11


Loại bánh

Nhãn
hiệu thép

Nhiệt
luyện

Bánh lớn (1)

45

Tơi cải
thiện

Bánh nhỏ(2)

45

Tơi cải
thiện

Kích thước
S, mm,
khơng lớn
hơn
100

Độ rắn

Giới hạn
bền σb,
Mpa

Giới hạn

chảy σch,
Mpa

HB 192 .. 240

750

450

60

HB 241 .. 285

850

580

I.2 Xác định ứng suất cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo cơng thức [ 6.1 ] :
σ oHlim
[ σ H ]= S .ZrZvKxHKHL
H

Trong đó:
ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1)
KxH:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
KHL:Hệ số tuổi thọ
SH ; SF : Hệ số an tồn khi tính tiếp xúc bền uốn.

σ Hlim:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 do đó cơng thức trên trở thành:
[σ H ]=σ 0Hlim (*)
HL H

(3.1)

Dựa vào bảng [ 6.2 ] với thép tơi cải thiện ta có :
σ0Hlim = 2HB +70 , σ0Hlim : Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở.
Hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc: SH =1,1

(3.2)

Chọn độ rắn :
Trang 12


+Bánh nhỏ 250 HB
+Bánh lớn 220 HB
σ0Hlim1=2.250+70 =570 Mpa

(3.3)

σ0Hlim2= 2.220 +70 =510 Mpa

(3.4)

KHL - là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức [ 6.3 ] .
K HL=

√

mH

N HO
N HE

(3.5)

mH - là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, do HB <350
mH = 6
NHO là số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo cơng thức [ 6.5 ] ta có:
NHO = 30 H 2,4
HB
2,4
NHO1 = 30 H 2,4
= 1,7.107
HB 1 = 30.250
2,4
NHO2 = 302,4
= 1,25.107
HB 2 = 30.220

(3.6)
(3.7)

NHE - Số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương.
Theo cơng thức [ 6.7 ] ta có

Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng :
-

N HE 1=60 c ∑

Ti 3
. ni t i
T max

( )

c: Số lần ăn khớp trong 1 vịng quay (3.8)

Trong đó ni,Ti,ti lần lượt là số vịng quay ,mơmen xoắn và tổng số giờ làm
việc ở chế dộ i của bánh răng đang xét

Trang 13


¿ 60 ×1 ×2907 ×33600

T 3 15 0,9T
. +
T 80
T

N HE 2=

45 0,7 T 3 20
+

.
80
T
80

[( ) ( ) ( ) ]

= 400. 107 ( chu kỳ)
-

3

.

(3.9)

N HE 1 400 . 107
=
=127.107 (chu kỳ )
u1
3,14

(3.10)

+ NHE1 > NHO1 = KHL1 = 1
+ NHE2 > NHO2 = KHL2 = 1
0
(3.1)* ⟺ [σ H ]=σ Hlim
HL H

σ

570
Hlim1
⟶ [σ H 1 ¿= S . K HL 1= 1,1 .1 = 518,2 (MPa)
H
σ

510
Hlim2
⟶ [ σ H 2 ¿= S . K HL 2= 1,1 .1 = 463,6 (MPa)
H

Đề bài cho là bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức [ 6.12 ] ta có:
[σ H ] = (

[σ H 1] [σ H 2 ]
518,2+ 463,6
+
)=
= 490,9 Mpa < 1,25 [σ H 2 ¿ (3.11)
2
2
2

I.3 Ứng suất uốn cho phép.
1.3.1 Ứng suất uốn cho phép được tính theo cơng thức [ 6.2 ] :

σ oFlim. K
[σ F ]=

SF

FC

K FL

KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng khi đặt tải
Do trục quay 1 chiều nên KFC =1
Dựa vào bảng [ 6.2 ] với thép 45 tôi cải thiện
Trang 14

(3.12)


+σ0Flim=1,8HB (3.13)
σ0Flim1=1,8.HB1=1,8.250=450 (Mpa)
σ0Flim2=1,8.HB2=1,8.220=396 (Mpa)
+SF =1,75

+KFL là hệ số tuổi thọ.
theo cơng thức [ 6.4 ] ta có.
K FL=

√

mF

N FO
N FE

(3.14)

+mF : là bậc của đường cong mỏi: mF=6
+NFO :Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn , NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép
Từ cơng thức [ 6.7 ] ta có:

N FE =60 c ∑

Ti
T max

mF

( )

ni t i
(3.15)

Trong đó ni,Ti,ti lần lượt là số vịng quay ,mơmen xoắn và tổng số giờ
làm việc ở chế dộ i của bánh răng đang xét
-

N FE 1=60 c ∑

Ti
T max

mF

( )

. ni t i

T 6 15 0,9T
¿ 60 ×1 ×2907 ×33600
. +
T 80
T

6

45 0,7 T 6 20
. +
.
80
T
80

[( ) ( ) ( ) ]

¿ 302. 107 (chu kỳ )

-

N FE 2=

(3.16)

N FE 1 302. 107
7

=
=96.2 . 10 (chu kỳ )
u1
3,14
Trang 15

(3.17)


+ NFE1 > NFO = KFL1 = 1
+ NFE2 > NFO = KFL2 = 1

Vậy :

 F  

oF lim
K FC K FL
SF

(3.18)

450

[ σ F 1 ] = 1,75 .1 .1=282,85 (Mpa)
396

[ σ F 2 ]= 1,75 .1 .1=248,91 (Mpa)
1.3.2 Ứng suất quá tải cho phép.
[σH]max=2,8.σch⇒ [σH]max=2,8.450=1260 (Mpa)

(3.19)

[σF1]max=0,8.σch⇒ [σF1]max =0,8.580=464 (Mpa)

(3.20)

[σF2]max=0,8.σch⇒ [σF2]max =0,8.450=360 (Mpa)

(3.21)

I.4 Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
1.4.1 Khoảng cách sơ bộ trục.
Theo công thức [ 6.15 a ]
a w =K a (u 2+1)

√
3

T 2 K Hβ
¿¿ ¿

(3.22)

Theo bảng [ 6.5 ] ta chọn ka=43 (răng nghiêng)
Theo bảng [ 6.6 ] ta chọn ψba=0,3

KHβ: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo[ 6.16 ] ta có:
Trang 16

Ψbd = (u1 + 1).0,5.ψba = (3,14+ 1).0,5.0,3 = 0.62
Tra bảng [ 6.7 ] ⇒KHβ= 1,07
Với T2= 27923,9 (N.mm)
T1: Ứng suất xoắn trên trục chủ động.

√

a w =43. ( 3,14+1 ) . 3

27923,9 ×1,07
=90,5mm (3.23)
490,92 × 3,14 ×0,3

Lấy aw = 90 mm

(3.24)

1.4.2 Xác định các thông số ăn khớp .
-Chọn modun pháp theo công thức [ 6.17 ]
m = (0,01 ÷ 0,02).aw = (0,01 ÷ 0,02).120 = (0,9÷1,8) mm
Chọn modun tiêu chuẩn theo bảng [ 6.8 ] m = 1,5 mm
- Tính tổng số răng
-Chọn sơ bộ ta có β=10 °,do đó cos(100)= 0,9848
+Số răng bánh nhỏ 1:
Theo cơng thức [ 6.31 ] ta có
z1 =

2 a w cosβ

2.90 . cos 10
¿=
= 28,5
1,5.(3,14+1)
m(u+1)¿

(3.25)

Lấy z1 = 28 (răng)
Số răng bánh lớn z2 = uz1 = 3,14.28= 87,9

(3.26)

Lấy z2 = 88 (răng)
88

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: um = 28 = 3,14 (thỏa mãn)
- Tính lại góc β:

Trang 17


❑

cosβ = 2. aw =

1,5.(88+28)
= 0,96
2.90

(3.27)

⟹β = 16,20 (Thoả mãn)
Nhờ có góc nghiêng β của răng, nên ở đây khơng cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng
cách trục cho trước.
I.5 Xác định các thơng số hình học của bộ truyền
1.5.1Lập bảng thơng số
Bảng 3.1
Thơng số
Khoảng cách trục chia

Kí hiệu
Cơng thức tính
a
a = 0,5.m.(z2 ± z1)/cosβ = 90 mm

Khoảng cách trục

aw

aw = a +y.m = 90 mm

Góc nghiêng của răng

𝛃

β = 16,20

Số răng của bánh

z

z1 =28 ; z2 = 88

Hệ số dịch chỉnh

x

x1 = 0 ; x 2 = 0

Đường kính chia

d

d1 = mz1/cosβ = 43,7 mm
d2= mz2/cosβ = 137,4 mm

dw

dw1 = 2aw/(u + 1) = 43,4 mm
dw2 = dw1.u = 136,2 mm

Mơdun pháp
Đường kính đỉnh răng

m
da

m = 1,5 mm
+ da1 = d1 + 2m = 46,7 mm

+ da2 = d2 + 2m = 140,4 mm

Đường kính đáy răng

df

df1 = d1 – 2,5m = 39,6 mm
df2 = d2 – 2,5m = 133,6 mm

Trang 18


Đường kính cơ sở

db

Góc profin gốc
Góc profin răng
Góc ăn khớp
Hệ số trùng khớp ngang

db1 = d1.cosα = 41,0 mm
db2 = d2.cosα = 129,1 mm
Theo TCVN 1065-71, α = 200
αt = arctg(tgα/cosβ) = 20,70
αtw = arccos(a.cosαt/aw) =20,70

𝛂
𝛂t
𝛂tw

εα

ε α= [1,88 – 3,2.(

1
1
β
+
z1
z2 )].cos

= 1,66
1.5.2 Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng
2T 1

- Lực vòng: Ft2 = Ft1 = d = 1286 N
w1
- Lực hướng tâm: Fr2 = Fr1 =

F t 1 tagα tw
= 506 N
cosβ

- Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Fr1.tagβ= 147 N

I.6 Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ -răng nghiêng.
1.6.1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Theo công thức [ 6.33 ] , ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
σ H =Z M Z H Z ε √ 2T 1 K H (um +1)/(b w 1 um d 2w 1 ) ≤ [σH]

Trong đó :
ZM –Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng [ 6.5 ] ta có ZM = 274 (Mpa)1/3
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
ZH =√ 2 cosβ b /sin 2 α tw
ở đây : β b -góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Trang 19

(3.28)


Theo công thức [ 6.35 ] :
tg β b= cosα t .tg β , theo TCVN 1065-71 chọnα = 200
β b: Góc nghiêng

t = t


w

= 20,70

(3.24)

tg β b= cosα t .tg β = cos20,70.tg16,20 = 0,27=> β b = 15,10

Do đó: ZH =

2 cos  b
2 × cos 15,1°

sin 2 tw = sin ( 2× 20,7 ) = 1,7

√

(3.29)

(3.30)

Theo cơng thức [ 6.37 ]
ε β : Hệ số trùng khớp dọc:

+>bω : Chiều rộng vành răng
bω1 = ψba.aω = 0,3.90 = 27
εβ =

(3.32)
bw sinβ
27 sin 16,2°
=¿
= 1,59
1,5 πD
mπD

(3.31)

Theo [ 6.38 ] :
1
1
=
= 0,77

εα
1,66

√ √

Zε =

Z ε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng.

Hệ số dịch chỉnh:

x 1 = x2 = 0

Tra bảng 3.1
+dω1 đường kính vịng lăn bánh nhỏ.
dω1 = 43,4(mm)

(3.35)
Trang 20

(3.34)