TNUT Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Hộp giảm tốc với Bánh Răng Côn

Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………

…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
1
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Lời nói đầu
Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định
hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng. Các
hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao động của
con người . Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi con người
chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều . Là một sinh viên khoa Cơ Khí Chế Tạo
Máy em luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu
từ thấy cô .
Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng
trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên hiểu sâu , hiểu kỹ và đúc kết
được nhữngkiến thức cơ bản của môn học . Môn học Chi tiết máy là một môn khoa
học cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công
dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo , nguyên lý
hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng
vaò việc thiết kế máy , vì vậy Thiết kế đồ án môn học Chi tiết máy là công việc quan
trọng và rất cần thiết .
Đề tài thiết kế của em được giao là “thiết kế trạm dẫn động băng tải “. Với những

kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô
giáo , sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn thành được đồ án này
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều
nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của
các thầy trong bộ môn Nguyên Lý Máy – Chi Tiết Máy để đồ án của em được hoàn
thiện hơn cũng như kiến thứcvề môn học này .
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em
Thái Nguyên , Ngày 25 tháng 5 năm 2013
Sinh viên :
BÙI KHẮC THÀNH
NGUYỄN VĂN THANH
NGUYỄN NGỌC THÁI
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
2
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] . Trịnh Chất , Lê Văn Uyển :
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ , tập 1
Nhà xuất bản Giáo dục , 1999
[2] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển :
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ , tập 2
Nhà xuất bản Giáo dục , 1999
[3] . Nguyễn Trọng Hiệp :
CHI TIẾT MÁY , tập 1 và tập 2
Nhà suất bản Giáo dục , Hà Nội 1999
[4] . Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong
TẬP BẢN VẼ CHI TIẾT MÁY
Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên

Khoa Cơ Khí
3
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
PHẦN 1
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
I . TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :
1 . Chọn kiểu loại động cơ điện :
Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật là đơn giản
song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc của
chúng ta , phù hợp với điều kiện sản xuất , điều kiện kinh tế Dưới đây là 1 vài loại
động cơ đang có mặt trên thị trường :
+ Động cơ điện một chiều :
Loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của mômen và vận tốc góc
trong phạm vi rộng , đảm bảo khởi động êm , hãm và đảo chiều dễ dàng nhưng
chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt , khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để
đặt thiết bị chỉnh lưu , do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện ,
thang máy , máy trục , các thiết bị thí nghiệm
+ Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha
Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia dình .
Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha :đồng bộ và không đồng bộ .
So với động cơ ba pha không đồng bộ , động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu
suất và cosϕ cao , hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm : thiết bị tương đối phức tạp ,
giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ , do đó chúng được dùng
cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) , khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không
đổi của vận tốc góc . Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu : rôto dây cuốn và
rôto ngắn mạch . Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh
vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%) , có dòng điện mở máy thấp nhưng cosϕ
thấp ,giá thành đắt , vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi
hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt . Động cơ
ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có ưu diểm là kết cấu đơn giản , giá thành hạ ,

dễ bảo quản , có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện song
hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng bộ , không điều chỉnh
được vận tốc .
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
4
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn động băng tải, xích tải, vít tải dùng với các hộp
giảm tốc) nên sử dụng loại động cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng sóc.
2. Chọn công suất động cơ:
+) Ta có hiệu suất của bộ truyền :
2 1 1 4
. . .
k brc brt ol
η η η η η
Σ
=
Với: Bộ truyền che kín tốt ta có:
-
k
η
-Hiệu suất của khớp nối :
k
η
=1
-
brc
η
- Hiệu suất của các cặp bánh răng côn :
brc

η
=0,95
→
0,97
chọn
brc
η
= 0,96
-
brt
η
- Hiệu suất của các cặp bánh răng trụ :
brt
η
=0,96
→
0,98
chọn
brt
η
= 0,97
-
ol
η
-Hiệu suất của các cặp ổ lăn:
ol
η
=0,99
→
0,995

chọn
ol
η
= 0,995

⇒
2 1 1 4
. . .
k brc brt ol
η η η η η
Σ
=
=
2 4
1 .0,96 .0,97.0,995
= 0,9127
- Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác được xác định theo công thức sau:

3
/10
ct
lv t
P F v= ×
(kW)
Với, F
t
là lực vòng trên trục công tác (N); Ft = 6000 N.
v là vận tốc vòng của xích tải (m/s). v =1,5 (m/s).
( )
3

6000.1,5
9
10
ct
lv
P KW
⇒ = =
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
5
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
- Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt
độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo điều kiện đó
cần thoả mãn yêu cầu sau:
dc
dt
dc
dm
PP
≥
(kW)
Trong đó: -
dc
dm
P
: công suất định mức của động cơ;
-
dc
dt
P

: công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau:
+) Vì tải không đổi nên:
dc
lv
dc
dt
PP
≥
Với ,
dc
lv
P
- công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ được tính theo công
thức sau :

/
dc ct
lv lv
P P
η
∑
=
= 9/ 0,9127 = 9,86 (kW)

⇒

dc
dm
P

≥
9,86 (kW)
3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định
theo công thức:
p
f
n
db
60
=
(1.8)
Trong đó: f - tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50 Hz);
p - số đôi cực từ; p = 1; 2; 3; 4; 5; 6.
Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600 và
500 v/ph. Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành của
động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng cao lại
yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới kích
thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên. Do vậy, trong các hệ dẫn động cơ khí
nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt, hầu như các động cơ có số vòng quay
đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph (tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là
1450 và 970 v/ph).
- Nên chọn p = 3

⇒

db
n
=
60.50

3
= 1000 (v/ph)
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
6
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Cách xác định số vòng quay đồng bộ như sau:
+) Tính số vòng quay của trục công tác:
- Với hệ dẫn động xích tải:
3
60.10
ct
v
n
zt
=

Với, z là số răng đĩa xích tải: z = 30
v là vận tốc vòng của xích tải (m/s): v = 1,5 (m/s)
t là bước xích tải (mm): t = 25,4 (mm)

3
60.10 .1,5
118,11
30.25,4
ct
n
⇒ = =
(v/ph)
+) Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ n
đb
= 1000 v/ph (kể đến sự trượt
n
đb
= 970 v/ph); Khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống u
sb
được xác định:

970 970
8,21
118,11
sb
ct
u
n
⇒ = = =

Vậy u
sb
nằm trong khoảng u
nd
(8 ÷ 31,5) nên chọn n
đb
= 1000 v/ph ( thỏa mãn )
4. Chọn động cơ thực tế
Như vậy tra theo Bảng P1.2( Sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta chọn
động cơ DK63-6
Bảng thông số kỹ thuật của động cơ điện DK63-6
Ký hiệu

Công suất
P(kw)
N(v/ph)
cosϕ
dn
K
T
T
max
dn
T
T
Mômen
vô lăng
Roto
Kg.m
2
Khối
Lượng
(Kg)
DK63-6 10 960 0,82 1,4 2.2 0,75 190
5. Kiểm tra điều kiện mở máy , điều kiện quá tải cho động cơ:
a . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ :
Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy dủ lớn thắng sức ỳ của
hệ thống . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:
P
dc
mm
≥ P
dc

bd
Trong đó P
dc
mm
là công suất mở máy của động cơ
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
7
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
P
dc
mm
=
dn
K
T
T
.P
dc
dm
= 1,4.10 = 14 (kw)
P
dc
bd
là công suất cản ban đầu trên trục động cơ
P
dc
bd
= K
bd

.P
dc
lv
= 1,2.9,86 = 11,832 (kw)
Ta thấy
14( ) 11,832( )
dc dc
mm bd
P kW P kW
= > =
vậy thoả mãn điều kiện mở máy .
b. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ:
Với sơ đồ tải thay đổi, để tránh cho động cơ bị quá tải cần kiểm tra quá tải cho động
cơ theo điều kiện sau:
dc
qt
dc
PP
≥
max

với :
dc
P
max
- công suất lớn nhất cho phép của động cơ (kW);
dc
dm
dn
dc

P
T
T
P
max
max
≥
Trong đó : -
dc
dm
P
- công suất định mức của động cơ (kW);
dc
dm
P
=10 (kW)
-
max
2.2
dn
T
T
=

max
2,2.10 22
dc
P
⇒ ≥ =
(kW)

dc
qt
P
- công suất đặt lên trục động cơ khi quá tải, chính là công suất trên trục động
cơ của giá trị tải lớn nhất trong sơ đồ tải ta có :

dc
qt
P
= 11,832 (kW)
Ta thấy
dc
qt
dc
PP
≥
max
nên thoả mãn điều kiện quá tải cho động cơ .
II. Phân phối tỉ số truyền
Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống :
u
Σ
=
ct
dc
n
n
Trong đó: - n
đc

là số vòng quay của động cơ n
đc
= 960 (v/ph)
- n
ct
là số vòng quay của trục công tác n
ct
= 118,11 (v/ph)
⇒ u
Σ
=
960
8.13
118,11
=
Vì không có bộ truyền ngoài hộp nên :
1
=
ng
U
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
8
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad

Nên :
960
8,13
118,11
cd

h
ct
n
u u
n
∑
= = = =
Vì hộp giảm tốc đã cho là hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp nên tỷ số truyền của
bộ truyền bánh răng cấp chậm u
2
theo công thức sau :

2
3
2
2
1,073.
(1 0,5 )
ba h
be be
u
u
K K
ψ
≈
−
Trong đó: K
be
:hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn; K
be

= 0,25 ÷0,3
Ψ
ba2
: hệ số chiều rộng bánh răng trụ; Ψ
ba2
= 0,3 ÷ 0,4
Chọn K
be
= 0,3 , Ψ
ba2
= 0,4

3
2
2
0,4.8.13
1,073. 2,65
0,3(1 0,5.0,3)
u
≈ =
−
Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn)

1
2
8,13
3,07
2,65
h
u

u
u
= = =
III. Tính toán các thông số trên các trục
Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số "đc" ký hiệu trục động cơ; các chỉ
số "I", "II", "III", "IV" chỉ trục số I, II, III và IV ( Trục công tác)
1 Tính tốc độ quay của các trục (v/ph)
- Tốc độ quay của trục I:
960
1460
1
dc
I
k
n
n
u
= = =
(v/ph)
- Tốc độ quay của trục II:
1
960
312,7
3,07
I
II
n
n
u
= = =

(v/ph)
- Tốc độ quay của trục III:
2
312,7
118
2,65
II
III
n
n
u
= = =
(v/ph)
- Tốc độ quay của trục IV:
118
118
1
III
IV
k
n
n
u
= = =
(v/ph)
2 Tính công suất trên các trục (KW)
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
9
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
( )
9,86
ct
dc
lv
lv
P
P KW
η
Σ
= =
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
. . 9,86.1.0,995 9,81
dc
I lv k ol
P P
η η
= = =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
. . 9,81.0,96.0,995 9,37
II I I II ol
P P
η η
−
= = =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
. . 9,37.0,97.0,995 9,04

III II II III ol
P P
η η
−
= = =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục IV:
. . 9,04.1.0,995 9
IV III III IV ol
P P
η η
−
= = =
(KW)
3 Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm)
- Mômen xoắn trên trục động cơ:
6
6
3
9,55.10 .
9,55.10 .9,86
98,09.10
960
dc
dc
dc
P
T
n
= = =

(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục I:
6
6
3
9,55.10 . 9,55.10 .9,81
97,59.10
960
I
I
I
P
T
n
= = =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục II:
6
6
3
9,55.10 . 9,55.10 .9,37
286,16.10
312,7
II
II
II
P
T
n
= = =

(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục III:
6
6
3
9,55.10 . 9,55.10 .9.04
731,63.10
118
III
III
III
P
T
n
= = =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục IV:
6
6
3
9,55.10 .
9,55.10 .9
728,39.10
118
IV
IV
IV
P
T
n

= = =
(Nmm)
Bảng kết quả tính toán:
Thông
số Trục
Tốc độ quay
(v/ph)
Tỉ số truyền
Công suất
(KW)
Mômen xoắn
(Nmm)
Trục động cơ 960 1 9,86 98,09.10
3
Trục I 960
3,07
Trục II 312,7
2,65
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
10
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Trục III 118 9,04 731,63.10
3
1
Trục IV 118 9 728,39.10
3
PHẦN 2
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I : BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH :
1.1 . Chọn vật liệu
- Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu
nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng.
- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn
đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.
( )
1 2
10 15H H HB
≥ + ÷
- Dựa vào bảng 6.1, [1]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn:
 Cặp bánh răng côn:
Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn
Giới hạn bền
b
σ
(MPa)
Giới hạn chảy
ch
σ
(MPa)
Bánh nhỏ
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 241…285 850 580
Bánh lớn
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 192…240 750 450
1.2. Xác định ứng suất cho phép

1.2.1. Tính ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức 6.1 [1] ta có :
[ ]
0
H lim
H R V xH HL
H
.Z .Z .K .K
S
σ
σ =
+ Z
R
: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
+Z
v
: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ K
xH
: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
11
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Khi thiết kế sơ bộ lấy
R V xH
Z .Z .K 1=

[ ]
0

Hlim
H HL
H
.K
S
σ
⇒ σ =

+
H
S
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc


+
0
Hlim
σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
Theo bảng 6.2[1], ta xác định được :
0
Hlim H
2HB 70;S 1,1σ = + =
Chọn độ rắn bánh nhỏ
1
HB 245=
; độ rắn bánh lớn
2
HB 230=
, khi đó:

0
Hlim1 1
2HB 70 2.245 70 560MPaσ = + = + =
0
Hlim 2 2
2HB 70 2.230 70 530MPaσ = + = + =
+
HL
K
: hệ số tuổi thọ
H
HO
m
HL
HE
N
K
N
=
Với m
H
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên
H
m 6=
HO
N
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
2,4
HO HB

N 30.H=
⇒
2,4 7
HO1
N 30.245 1,63.10= =
;
2,4 7
HO2
N 30.230 1,4.10= =
HE
N
: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Vì tải không đổi nên ta có :
HE
N N 60.c.n.t
∑
= =
c: số lần ăn khớp trong một vòng quay. c=1
n: số vòng quay trong 1 phút.
t
∑
: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét : Bộ truyền làm việc 1/2 ca, mỗi ca 8
tiếng , 1 năm làm việc (2/3).365 ngày trong vòng 5 năm
⇒
t
Σ
=
2 1
5. .365. .8
3 2

= 4867 (giờ)
⇒
Bánh nhỏ có: n
1
= 960 (v/ph) nên:
N
HE
1
= 60.1.960.4867 = 28,034.10
7

Bánh lớn có: n
2
= 312,7 (v/ph) nên:
N
HE
2
= 60.1.312,7.4867 = 9,13.10
7
Ta thấy
HE HO
N N>
nên ta lấy
HE HO
N N=
để tính , do đó
HL
K 1=
Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:
lim1

1 1
560
[ ] .1 509,09
1,1
o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
= = =


lim2
2 2
530
[ ] .1 481,8
1,1
o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
= = =
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên

Khoa Cơ Khí
12
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
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.
Vì
[ ] [ ]
1 2H H
σ σ
>
nên ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[ ] [ ]
2
481,8
H H
σ σ
= =
(MPa) .
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ ]
2
ax
2,8 2,8.450 1260
H ch
m
σ σ
= = =
(MPa)
1.2.2. Tính ứng suất uốn cho phép

[ ]
0
Flim
F R S xF FC FL
F
.Y .Y .K .K .K
S
σ
σ =
+ Y
R
: hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
+ Y
S
: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
+ K
xF
: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Khi thiết kế sơ bộ lấy
[ ]
0
Flim
R S xF F FC FL
F
Y .Y .K 1 .K .K
S
σ
= → σ =
+
FC

K
: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , do tải quay 1 chiều nên
FC
K 1=
+
0
Flim
σ
: ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+
F
S
: hệ số an toàn khi tính về uốn
Tra bảng 6.2[1] ta có:
0
Flim F
1,8HB;S 1,75σ = =
Chọn
1 2
HB 245;HB 230= =
⇒
0
Flim1
1,8.245 441(MPa)σ = =
;
0
Flim 2
1,8.230 414(MPa)σ = =
+
FL

K
: hệ số tuổi thọ
F
FO
m
FL
FE
N
K
N
=
Với m
F
: bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn
Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên
F
m 6=
FO
N
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
6
FO
N 4.10=
FE
N
: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Vì tải không đổi nên ta có :
FE
N N 60.c.n.t
∑

= =
c: số lần ăn khớp trong một vòng quay. c=1
n: số vòng quay trong 1 phút.

t
∑
: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét : Bộ truyền làm việc 1/2 ca, mỗi ca 8
tiếng , 1 năm làm việc (2/3).365 ngày trong vòng 5 năm
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
13
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
⇒
t
Σ
=
2 1
5. .365. .8
3 2
= 4867 (giờ)
⇒
Bánh nhỏ có: n
1
= 960 (v/ph) nên:
N
FE
1
= 60.1.960.4867 = 28,034.10
7

Bánh lớn có: n
2
= 312,7 (v/ph) nên:
N
FE
2
= 60.1.312,7.4867 = 9,13.10
7
Ta thấy
FE FO
N N>
nên ta lấy
FE FO
N N=
để tính , do đó
FL
K 1=
Vậy ứng suất uốn cho phép :
lim1
1 1
441
[ ] .1.1 252( )
1,75
o
F
F FC FL
F
K K MPa
S
σ

σ
= = =

lim2
2 2
414
[ ] .1.1 236,57( )
1,75
o
F
F FC FL
F
K K MPa
S
σ
σ
= = =
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ]
1 1
ax
0,8 0,8.580 464( )
F ch
m
MPa
σ σ
= = =
[ ]
2 2
ax

0,8 0,8.450 360( )
F ch
m
MPa
σ σ
= = =
1.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
14
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Hình 1 : Truyền động bánh răng côn
1.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài
Chiều dài côn ngoài của bánh côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc:
[ ]
1
2
3
2
.
1.
(1 ). . .
H
e R
be be H
T K
R K u
K K u
β
σ

= +
−
(7)
Trong đó:
+ K
R
= 0,5K
d
– 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: K
d
= 100 MPa
1/3
 K
R
= 0,5K
d
= 0,5.100 MPa
1/3
= 50 MPa
1/3
+
H
K
β
- Hệ số kể đến sự phận bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
bánh răng côn.
+ K
be
– Hệ số chiều rộng vành răng.

0,25 0,3
be
e
b
K
R
= =
Trong các bước tính ở trên ta đã chọn K
be
= 0,3
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
15
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Từ đó 
1
.
0,3.3,07
0,54
2 2 0,3
be
be
K u
K
= =
− −
Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu [1], trục lắp trên ổ bi, độ
rắn mặt răng HB < 350, loại răng là răng thẳng nên theo [1], bảng 6.21 – Trị số của
các hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền bánh
răng côn, ta có:

1,203
H
K
β
=
- T
1
– mômen xoắn trên trục bánh chủ động. (Nmm)
T
1
= 97,59.10
3
(Nmm)
-
[ ]
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ]
500
H
σ
=
(MPa)
Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:
3
2
3
2
97,59.10 .1,203

50 3,07 1. 148,89
(1 0,3).0,3.3,07.481,8
e
R mm
= + =
−
1.3.2 Xác định các thông số ăn khớp
Khi xác định môđun và số răng cần chú ý:
- Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương
đương với bánh răng côn:
1 min
17
V
Z Z≥ =
, trong đó:
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
1
1
os
V
Z
Z
c
δ
=
- Để răng đủ độ bền uốn, thì môđun vòng ngoài:
10
te
b

m ≥
với b = K
be
.R
e
Quan tâm tới 2 điểm vừa nêu, ta tiến hành chọn m và Z như sau:
 Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ)
Ta có:
[ ]
1
3
1
2
1
.
.
(1 ). . .
H
e d
be be H
T K
d K
K K u
β
σ
=
−
(8)
Theo (7) 
1

2 2 2
1 1
. 2
2.148,89
92,23
. 1 1 3,07 1
d e e
e
R
K R R
d
K u u
= = = =
+ + +
(mm)
Kết hợp d
e1
= 89,97 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền
u = 3,07, tra bảng 6.22, [1] ta được số răng Z
1p
= 19
Vì độ rắn mặt răng H
1
, H
2
< HB 350  Z
1
= 1,6.Z
1p
= 1,6.19 = 30,4

Lấy Z
1
= 30 răng
 Xác định đường kính trung bình d
m1
và môđun trung bình
Đường kính trung bình: d
m1
= (1 - 0,5K
be
)d
e1
(9)
= (1 - 0,5.0,3).92,23 = 78,4(mm)
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
16
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Môđun trung bình:
1
1
m
tm
d
m
Z
=
(10)

78,4

2,61
30
tm
m
= =
(mm)
 Xác định môđun
Môđun vòng ngoài, bánh răng côn răng thẳng theo công thức (6.56), [1] ta có:
2,61
3,07
1 0,5 1 05.0,3
tm
te
be
m
m
K
= = =
− −
(mm)
Từ bảng 6.8, [1]: Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn m
te
theo giá trị tiêu chuẩn
m
te
= 3.
Từ m
te
= 3 ta tính lại m
tm

suy từ công thức trên và d
m1
suy từ công thức (10). Ta
có: m
tm
= (1 - 0,5.0,3).3 =2,55 (mm)
1
1
78,4
30,7
2,55
m
tm
d
Z
m
= = =
. Vậy Z
1
= 31 răng.
 Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia
- Số răng bánh lớn: Z
2
= u
1
.Z
1
= 3,07.31 = 95,17. Lấy Z
2
= 95 răng.

 Tỉ số truyền thực tế:
2
1
95
' 3,064
31
Z
u
Z
= = =
- Góc côn chia:
1
1
2
31
18,07
95
o
Z
acrtg acrtg
Z
δ
 
= = =
 ÷
 

2 1
90 90 18,06 71,93
o o o o

δ δ
= − = − =
Theo bảng 6.20, [1], với Z
1
= 31, ta chọn hệ số dịch chỉnh đều:
x
1
= 0,31 ; x
2
= - 0,31
Chiều dài côn ngoài:
2 2 2 2
1 2
R 0,5. . 0,5.3. 31 95 149,89
e te
m Z Z
= + = + =
(mm)
1.4 . Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:
[ ]
2
1
2
1
2. ' 1
.
0,85. . '
H
H M H H

m
T K u
Z Z Z
bd u
ε
σ σ
+
= ≤
(11)
Trong đó:
 Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.5, [1], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn
Z
M
= 274 MPa
1/3
.
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
17
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
 Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của Z
H
được tra trong bảng
6.12, [1]
Tra bảng 6.12, [1] với x

1
+ x
2
= 0, góc nghiêng  = 
m
= 0 ta có Z
H
= 1,76

Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Vì ở đây thiết kế bánh răng côn răng thẳng, nên theo công thức 6.59a [1], ta có:
4
3
Z
α
ε
ε
−
=
Với:
α
ε
: Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau:
0
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os0 1,74
31 95

m
c c
Z Z
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 

4 1,74
0,87
3
Z
ε
−
= =
 K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
. .

H H H HV
K K K K
β α
=
Trong đó:
+)
H
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
Theo phần trên
1,203
H
K
β
=
+)
H
K
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
H
K
α
=
+)

HV
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo
công thức 6.63, [1], ta có:
1
1
1
2
H m
HV
H H
v bd
K
T K K
β α
= +
Trong đó:
( )
1
. ' 1
. . .
'
m
H H o
d u
v g v
u
δ
+
=

Với: d
m1
– đường kính trung bình của bánh côn nhỏ. d
m1
= 78,4 (mm)
v – vận tốc vòng bánh côn nhỏ
1 1
3 3
.
.78,4.960
3,94
60.10 60.10
m
d n
v
π
π
= = =
m/s
Theo bảng 6.13, [1], do v =3,94 m/s < 4, nên ta chọn cấp chính xác 8.
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
18
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Cũng theo bảng 6.15, [1], ta có:
0,006
H
δ
=
Theo bảng 6.16, [1], ta có g

o
= 56
Trong đó: g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.

H
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.

( )
78,4. 3,064 1
0,006.56.3,94. 13,5
3,064
H
v
+
= =
- b: Chiều rộng vành răng
b = K
be
.R
e
= 0,3.149,89 = 44,97 (mm)

3
13,5.44,97.78,4
1 1, 2
2.97,59.10 .1,203.1
HV

K
= + =

. . 1,203.1.1,2 1,4436
H H H HV
K K K K
β α
= = =
Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (11) ta có:
3 2
2
2.97,59.10 .1,4436 3,064 1
274.1,76.0,87. 471, 2
0,85.44,97.78,4 .3,064
H
σ
+
= =
(MPa)
Vậy
[ ]
H H
σ σ
≤
= 500 (Mpa)
 Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc
Theo các công thức (1) và (3) ta có:
[ ] [ ]
.
H H V R XH

cx
Z Z K
σ σ
=
- Do vận tốc vòng: v = 3,84 m/s < 5 m/s  Z
V
= 1
- Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám:
R
a
= 2,5 … 1,25 m (tra bảng 21.3 II)  Z
R
= 0,95.
- Ta có:
d
e2
= m
te
.Z
2
= 3.95 = 285 (mm)

os 1
te m
h c
β
= =
(mm)
( ) ( )
1 1

. os 1 0,31.1 .3 3,93
ae te m te
h h x c m
β
= + = + =
(mm)
2 1
2. . 2.1.3 3,93 2,07
ae te te ae
h h m h= − = − =
(mm)
2 2
71,94 os 0,31
o
c
δ δ
= ⇒ =

2 2 2 2
2 . os 285 2.2,07.0,31 286,28
ae e ae
d d h c
δ
= + = + =
(mm)
Ta có d
ae2
< 700 mm  K
XH
= 1.


[ ] [ ]
. . . 481,8.1.0,95.1 457,7
H H V R XH
cx
Z Z K
σ σ
= = =
(MPa)
 Sự chênh lệch giữa
H
σ
và
[ ]
H
cx
σ
là:
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
19
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
[ ]
[ ]
471,2 457,7
% .100% .100% 2,95% 4%
457,7
H H
cx
H

cx
σ σ
σ
σ
−
−
∆ = = ≈ <
Như vậy
H
σ
>
[ ]
H
cx
σ
với chênh lệch không nhiều (<4%) nên có thể giữ nguyên
các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức sau
(suy từ 11):
[ ]
2
2
471,2
. . 0,3.149,89.
457,7
H
be e
H
cx
b K R
σ

σ
 
 
= = =
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
47,65 (mm)
Lấy b = 48 mm
1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi
bánh răng. Điều kiện bền uốn được viết như sau:
[ ]
1 1
1 1
1
2
0,85.
F F
F F
tm m
T K Y Y Y
bm d
ε β
σ σ
= ≤
(12)
[ ]

2
2 1 2
1
F
F F F
F
Y
Y
σ σ σ
= ≤
(13)
Trong đó:
- b: chiều rộng vành răng b = 48 (mm)
- m
tm
: môđun trung bình m
tm
= 2,55 (mm)
- d
m1
: đường kính trung bình của bánh răng chủ động d
m1
= 78,4 (mm)
-
Y
β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với răng thẳng
1Y
β

=
-
1F
Y
,
2F
Y
: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Với bánh răng côn răng thẳng, thì số răng tương đương được tính theo các công
thức sau (theo [1]):
1
1
1
31
32,6
os os18,07
vn
o
Z
Z
c c
δ
= = =
2
2
2
95
306,27
os os71,93
vn

o
Z
Z
c c
δ
= = =
Với x
1
= 0,31 và x
2
= - 0,31
Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 ta được
1
2
3,54
3,63
F
F
Y
Y
=


=

- K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
. .
F F F FV

K K K K
β α
=
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
20
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Trong đó:
+)
F
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
Ta có:
48
0,32
149,89
be
e
b
K
R
= = =
Suy ra:
. '
0,32.3,064
0,58
2 2 0,32
be

be
K u
K
= =
− −
Tra bảng 6.21, [1], với các số liệu đã có 
1,45
F
K
β
=
+)
F
K
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
F
K
α
=
+)
FV
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Ta có:
1
1

1
2
F m
FV
F F
v bd
K
T K K
β α
= +
Trong đó:
( )
1
. ' 1
. . .
'
m
F F o
d u
v g v
u
δ
+
=
Với: g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Theo bảng 6.16, [1], ta có g
o
= 56

F
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Theo bảng 6.15, [1], ta có
0,016
F
δ
=
v = 3,94 m/s

( )
78,4. 3,064 1
0,016.56.3,94. 36
3,064
F
v
+
= =
1
3
1
36.48.78,4
1 1 1,48
2 2.97,59.10 .1,45.1
F m
FV
F F
v bd
K

T K K
β α
⇒ = + = + =
Vậy
. . 1,45.1.1,48 2,146
F F F FV
K K K K
β α
= = =
-
Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với hệ số trùng khớp ngang
1,74
α
ε
=

1 1
0,57
1,74
Y
ε
α
ε
= = =
Ta thay các giá trị vừa tính được vào công thức (12) và (13) ta được:
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí

21
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
3
1 1
1
1
2
2.97,59.10 .2,146.0,57.1.3,54
103,6(MPa)
0,85. 0,85.48.2,55.78,4
F F
F
tm m
T K Y Y Y
bm d
ε β
σ
= = =
2
2 1
1
3,63
103,6. 106,2
3,54
F
F F
F
Y
Y
σ σ

= = =
(MPa)
 Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn
Từ các công thức (2) và (4) ta có:
[ ] [ ]
. . .
F F R S XF
cx
Y Y K
σ σ
=

Trong đó: + Y
R
= 1 (Theo tài liệu [1])
+ Y
S
= 1,08 – 0,0695ln(m
tm
) = 1,08 – 0,0695ln(2,55) = 1,01
+ K
XF
= 1 (Do d
ae2
= 286,28 mm < 400 mm)
[ ]
1
252
F
σ

=
(MPa)
[ ]
2
236,57
F
σ
=
(MPa)
Vậy:
[ ] [ ]
1 1
. . . 252.1.1,01.1 254,52
F F R S XF
cx
Y Y K
σ σ
= = =
(MPa)
[ ] [ ]
2 2
. . . 236,57.1.1,01.1 238,9
F F R S XF
cx
Y Y K
σ σ
= = =
(MPa)
Ta có:
1

103,6
F
σ
=
(MPa) <
[ ]
1
254,52
F
cx
σ
=
(MPa)

2
106,2
F
σ
=
(MPa) <
[ ]
2
238,9
F
cx
σ
=
(MPa)
Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với hệ
số quá tải K
qt
= T
max
/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, T
max
là mômen xoắn
quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và
ứng suất uốn cực đại.
Ta có: K
qt
= 2,2
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
maxH
σ

không được vượt quá một giá trị cho phép:
[ ]
max
max
H H qt H
K
σ σ σ
= ≤
(14)
Ta có:
max
457,7 2,2 678,9
H H qt

K
σ σ
= = =
(MPa)
Mà:
[ ]
max
1260
H
σ
=
(MPa) nên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn.
Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,
ứng suất uốn cực đại
maxF
σ
tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị
cho phép:
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
22
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
[ ]
max
max
F F qt F
K
σ σ σ
= ≤
(15)

Ta có:
1max 1
103,6.2,2 227,92
F F qt
K
σ σ
= = =
(MPa)
2max 2
106,2.2,2 233,64
F F qt
K
σ σ
= = =
(MPa)
Mà:
[ ]
1
max
464
F
σ
=
(MPa)
[ ]
2
max
360
F
σ

=
(MPa)
[ ]
1max 1
ax
F F
m
σ σ
⇒ <
và
[ ]
2max 2
ax
F F
m
σ σ
<
Vậy các điều kiện (14) và (15) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn
các yêu cầu về quá tải.
1.7 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn
Thông số Ký hiệu Công thức tính Kết quả
Chiều dài côn ngoài R
e
R
e
= 0,5m
te
2 2
1 2
Z + Z

149,89 mm
Chiều rộng vành răng b b = K
be
R
e
48 mm
Chiều dài côn trung bình R
m
R
m
= R
e
– 0,5b 125,89 mm
Môđun vòng trung bình m
tm
m
tm
= m
te
.R
m
/R
e
2,55 mm
Môđun vòng ngoài m
te
m
te
=
tm

be
m
(1-0,5K )
3 mm
Môđun pháp trung bình m
nm
m
nm
= (m
te
R
m
/R
e
)cosβ
m
2,52 mm
Góc côn chia
δ
1
δ
2
δ
1
= arctg(Z
1
/Z
2
)
δ

2
= 90° - δ
1
18°4'12''
71°55'48''
Đường kính chia ngoài d
e1
; d
e2
d
e1
= m
te
Z
1
; d
e2
=m
te
Z
2
93 ; 285mm
Đường kính trung bình d
m1
; d
m2
d
m1(2)
= (1-0,5b/R
e

)de
1(2)
78,11 ; 239,37mm
Chiều cao răng ngoài h
e
h
e
=2h
te
.m
te
+ c
với c=0,2m
te
; h
te
= cosβ
m
6,6 mm
Chiều cao đầu răng
ngoài
h
ae
h
ae1
= (h
te
+x
n1
.cosβ)m

te
với x
n1
tra bảng 6.20
h
ae2
= 2h
te
.m
te
– h
ae1
3,93 mm
2,07 mm
Chiều cao chân răng
ngoài
h
fe1
; h
fe2
h
fe1(2)
= h
e
– h
ae1(2)
2,67 ; 4,53 mm
Đường kính đỉnh răng
ngoài
d

ae1
; d
ae2
d
ae1(2)
= d
e1(2)
+ 2h
ae1(2)
.cosδ
1(2)
100,47; 286,28 mm
Góc chân răng
θ
F1
; θ
F2
θ
F1(2)
=arctg(h
fe1(2)
)/R
e
0,463° ; 0,517°
Góc côn đỉnh răng
δ
a1
; δ
a2
δ

a1(2)
= δ
1(2)
+ θ
F1(2)
18,533° ; 72,447°
Góc côn đáy
δ
f1
; δ
f2
δ
f1(2)
= δ
1(2)
- θ
F1(2)
17,607° ; 71,413°
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
23
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Số răng của các bánh Z
1
; Z
2
Z
1
= d
m1

/m
tn
; Z
2
= u.Z
1
31 ; 95 răng
Hệ số dịch chỉnh x
1
; x
2
0,31 ; -0,31
II : BỘ TRUYỀN BẮNH RĂNG CẤP CHẬM :
1.1 Chọn vật liệu :
- Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I
có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng.
- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ
rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.
( )
1 2
10 15H H HB
≥ + ÷
- Dựa vào bảng 6.1, [1]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn:
 Cặp bánh răng trụ:
Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn
Giới hạn bền
b
σ
(MPa)
Giới hạn chảy

ch
σ
(MPa)
Bánh nhỏ
Thép 45 – tôi
cải thiện
3
HB 240=
750 450
Bánh lớn
4
HB 230=
1.2. Xác định ứng suất cho phép
1.2.1. Tính ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức 6.1 [1] ta có :
[ ]
0
H lim
H R V xH HL
H
.Z .Z .K .K
S
σ
σ =
+ Z
R
: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
+Z
v
: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

+ K
xH
: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Khi thiết kế sơ bộ lấy
R V xH
Z .Z .K 1=

[ ]
0
Hlim
H HL
H
.K
S
σ
⇒ σ =

+
H
S
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
24
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad

+
0
Hlim

σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
Theo bảng 6.2[1], ta xác định được :
0
Hlim H
2HB 70;S 1,1σ = + =
Chọn độ rắn bánh nhỏ
3
HB 240=
; độ rắn bánh lớn
4
HB 230=
, khi đó:
0
Hlim3 3
2HB 70 2.240 70 550MPaσ = + = + =
0
Hlim 4 4
2HB 70 2.230 70 530MPaσ = + = + =
+
HL
K
: hệ số tuổi thọ
H
HO
m
HL
HE
N
K

N
=
Với m
H
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên
H
m 6=
HO
N
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
2,4
HO HB
N 30.H=
⇒
2,4 7
HO1
N 30.240 1,55.10= =
;
2,4 7
HO2
N 30.230 1,4.10= =
HE
N
: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Vì tải không đổi nên ta có :
HE
N N 60.c.n.t
∑
= =

c: số lần ăn khớp trong một vòng quay. c=1
n: số vòng quay trong 1 phút.
t
∑
: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét : Bộ truyền làm việc 1/2 ca, mỗi ca 8
tiếng , 1 năm làm việc (2/3).365 ngày trong vòng 5 năm
⇒
t
Σ
=
2 1
5. .365. .8
3 2
= 4867 (giờ)
⇒
Bánh nhỏ có: n
3
= 312.7 (v/ph) nên:
N
HE3
= 60.1. 312,7.4867 = 9,13.10
7
Bánh lớn có: n
4
= 118 (v/ph) nên:
N
HE4
= 60.1.118.4867 = 3,45.10
7
Ta thấy

HE HO
N N>
nên ta lấy
HE HO
N N=
để tính , do đó
HL
K 1=
Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:
lim3
3 3
550
[ ] .1 500
1,1
o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
= = =
(Mpa)

lim4
4 4
530
[ ] .1 481,8
1,1

o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
= = =
(MPa)
Với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng nghiêng, thi:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[ ] [ ]
3 4
500 481,8
[ ] 490,9
2 2
H H
H
σ σ
σ
+
+
= = =
(Mpa)
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
25