thiết kế các bộ phận khác của cơ cấu di chuyển xe

LỜI NÓI ĐẦU
Trong giai đoạn phát triển đất nước hiện nay, để cơ bản đưa nước ta trở thành
một nước công nghiệp thì vấn đề đưa máy móc vào phục vụ sản xuất là một nhu cầu
bức thiết. Để giảm sự có mặt của con người trong những công việc nặng nhọc đặc biệt
trong quá trình vận chuyển trong sản xuất thì máy trục là một giải pháp hữu hiệu vừa
đem lai năng suất cao vừa giải phóng được con người trong những công việc nặng
nhọc, đồng thời góp phần không thể thiếu vào quá trình cơ khí hóa, tự động hóa.
Đồ án tốt nghiệp thiết kế cơ cấu di chuyển trong xe lăn của cầu lăn dẫn động
bằng điện là đề tài có tính thực tế cao,là phần kiến thức quan trọng đối với sinh viên
khoa cơ khí nói chung và nghành chế tạo máy nói riêng. Đề tài có kiến thức tổng hợp
của các môn học: chi tiết máy, sức bền vật liệu, máy nâng chuyển, vẽ kỹ thuật, công
nghệ chế tạo máy
Qua đề tài giúp em có điều kiện tiếp xúc với thực tế sản xuất có những hiểu biết
trong yêu cầu sản xuất của phân xưởng, đồng thời đề tài còn giúp em có cơ hội củng
cố những kiến thức của các thầy cô trong trường đã bỏ bao tâm huyết để chuyền đạt
cho sinh viên, giúp chúng em có hành trang để bước vào nghề.
Do kiến thức còn hạn chế nên nội dung trình bày còn nhiều hạn chế và khó
tránh khỏi những thiếu sót rất mong được sự góp ý và bổ xung của thầy cô để đề tài
chúng em được hoàn thiện hơn.
Chúng em rất chân thành cảm ơn sự giúp đỡ cảu các thầy cô trong bộ môn, đặc
biệt là sự nhiệt tình giúp đỡ, chỉ dẫn, giải thích của cô Nguyễn Thị Quốc Dung và cô
Trần Thị Phương Thảo đã giúp em hoàn thành đề tài.

Thái Nguyên ngày tháng năm 2011
Sinh viên thực hiện đồ án


Nguyễn Văn Hiệp
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
MỤC LỤC
MỤC LỤC 2

NHIỆM VỤ THIẾT KẾ 2
Chương II 6
YÊU CẦU KỸ THUẬT VÀ CHỌN PHƯƠNG ÁN 6
ChươngIII 8
TÍNH TOÁN CÁC CƠ CẤU CỦA XE 8
Chương IV 14
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 14
Chương V 117
THIẾT KẾ CÁC BỘ PHẬN KHÁC CỦA CƠ CẤU DI CHUYỂN XE 117
TÀI LIỆU THAM KHẢO 147
NHIỆM VỤ THIẾT KẾ
Thiết kế cơ cấu di chuyển trong xe lăn của cầu lăn dẫn động bằng điện dùng
hộp giảm tốc 3 cấp thẳng đứng đảm bảo yêu cầu về thông số hoạt động và đặc tính kỹ
thuật cho trước:
- Kích thước nhỏ gọn phù hợp với không gian làm viẹc chật hẹp trong xưởng cơ
khí.
- Đảm bảo an toàn , bền, kinh tế,dễ dàng vận hành và bảo trì .
- Tăng năng suất giảm nhẹ sức lao động cho công nhân trong việc vận chuyển.
- Đặc tính kỹ thuật:
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 2
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
+ Tải trọng : Q = 11 tấn
+ Trọng lượng xe và bộ phận mang: G
0
= 42000N
+ Vận tóc di chuyển của xe: v
x
= 15 m/ph
+ Chế độ làm việc: rất nặng
+ Tính chất tải trọng : thay đổi , hai chiều.

+ Hệ số cản ban đầu: k
bd
= 1,5

Chương I
GIỚI THIỆU VỀ CẦU TRỤC
1. Khái niệm
- Cầu trục là loại máy nâng được sử dụng chủ yếu để nâng và di chuyển các
vật nặng xếp dỡ hàng hóa Trong công nghiệp nó được sử dụng chủ yếu trong phân
xưởng lắp giáp trong lò luyện kim.
2. Phân loại
- Cầu trục được phận ra làm hai loại chính : càu trục một dầm và cầu trục hai
dầm:
+ Cầu trục một dầm bao gồm kiểu treo và kiểu tựa.
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 3
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 4
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
+ Cầu trục hai dầm cũng có hai loại kiểu treo và kiểu tựa
3. Cấu tạo chung của cầu trục
- Cầu trục có nhiều dạng khác nhau nhưng nhìn chung có các bộ phận sau:
+ Động cơ: Trong máy trục thường sử dụng ba loại động cơ như: động
cơ đốt trong, động cơ khí nén và động cơ điện. Động cơ đốt trong thích hợp với máy di
chuyển nhiều hoạt động động lập không theo quỹ đạo nhất định và xa nguồn điện.
Động cơ khí nén thường sử dụng trong những máy cố định hay những máy công cụ.
Động cơ điện là loại động cơ được sử dụng rộng rãi nhất trong cầu trục vì phù hợp với
tính chất làm việc của cầu trục như: cố định, di chuyển ngắn theo quỹ đạo nhất định
gần nguồn điện, công suất lớn, gọn nhẹ, chịu tải tốt, thay đổi tốc độ và chiều quay
nhanh, dễ tự động hóa
+ Hệ thống chuyền động: Có rất nhieuù kiểu truyền động như truyền

động dầu khí nén , truyền động điện, truyền động cơ khí , truyền động hỗn hợp. Tuy
nhiên trong cầu trục dùng phổ biến truyển động cơ khí vì rễ chế tạo và an toàn.
+ Cơ cấu công tác.
+ Cơ cấu quay.
+ Cơ cấu di chuyển: thường sử dụng di chuyển bánh xe và ray.
+ Hệ thông diều khiển: sử dụng để tắt mở hoạt động của cơ cấu.
+ Khung bệ.
+ Các thiết bị phụ.
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 5
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
- Để dễ dàng cho việc thiết kế người ta chia cầu trục ra làm ba cơ cấu chính: cơ
cấu nâng vật, cơ cấu di chuyển xe con và cơ cấu di chuyển cầu.
Chương II
YÊU CẦU KỸ THUẬT VÀ CHỌN PHƯƠNG ÁN
1. Nhiệm vụ và yêu cầu thiết kế
1.1. Nhiệm vụ
- Thiết kế cơ cấu di chuyển xe lăn của cầu lăn dẫn động bằng điện
1.2. Yêu cầu
- Kích thước nhỏ gọn phù hợp với không gian làm viẹc chật hẹp trong xưởng cơ
khí.
- Đảm bảo an toàn , bền, kinh tế,dễ dàng vận hành và bảo trì .
- Tăng năng suất giảm nhẹ sức lao động cho công nhân trong việc vận chuyển.
- Đặc tính kỹ thuật:
+ Tải trọng : Q = 11 tấn
+ Trọng lượng xe và bộ phận mang: G
0
= 42000N
+ Vận tóc di chuyển của xe: v
x
= 15 m/ph

+ Chế độ làm việc: rất nặng
+ Tính chất tải trọng : thay đổi , hai chiều.
+ Hệ số cản ban đầu: k
bd
= 1,5
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 6
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
2. Chọn phương án
- Cơ cấu di chuyển xe lăn gồm các bộ phận:động cơ điện, phanh, hộp giảm
tốc, bánh xe di chuyển và kết cấu bộ phận liên kết các phần của cơ cấu.
- Động cơ diện có hai loại một chiều và xoay chiều. Động cơ điện xoay chiều
ba pha được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp với công xuất cao, tính bền cao, dễ
đảo chiều và rẻ tiền. Bên cạnh đó ta có động cơ một chiều: có khả năng điều chỉnh tốc
độ trong pham vi rộng khả năng làm việc êm, hãm, mômen khởi động lớn, nhưng giá
thành cao, cồng kềnh khả năng đảo chiều kém. Vì vậy, ta chọn động cơ là động cơ
điện xoay chiều ba pha.
- Hộp giảm tốc: Sử dụng bánh răng trụ bôi trơn bằng dầu nhưng ta bố trí hộp
theo phương thăng đứng vi tiết kiêm không gian trong cơ cấu.
- Phanh: Ta sử dụng phanh điện từ hai má hành trình ngắn.
- Bánh xe: Ta sử dụng bánh xe tiêu chuẩn để giảm nhẹ công việc tính toán và
thiết kế.
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 7
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
ChươngIII
TÍNH TOÁN CÁC CƠ CẤU CỦA XE
1. Bánh xe và ray
-
Ta chọn bánh xe hình trụ có hai thành bên với kích thước theo bảng bộ bánh xe
di chuyển cầu trục điện[3] .Theo bảng 9-4 [ 1] với Q = 11 tấn ta chon kích thước bánh
xe lăn : đường kính sơ bộ

bx
D
= 250÷350 mm , đường kính ngõng trục
d =70÷ 100 mm.
- Căn cứ vào kích thước xe theo bảng bộ bánh xe di chuyển cầu trục điện[3]
tương úng với
bx
D
= 250(mm ),d =70(mm) ta chọn thép vuông 45x45để làm ray đặt
lên cầu cho xe. Với kích thước của cơ cấu nâng tham khảo ta sơ bộ xác định kích
thước bố trí các bánh xe như hình vẽ.
A
B
C
D
480
770
840
760
1600
1250
Q=11000
250
50
45
40
Hình 1: Sơ đồ xác định tải trọng lên bánh xe Hình 2: Sơ đồ tính sức bền bánh xe
- Tải trọng lên bánh xe : Tải trọng lên bánh xe gồm :trong lượng bản thân xe lăn
0
G

= 42000 N và trọng lượng vật nâng Q =110 000 N .Trọng lượng xe xem như phân
bố đều cho các bánh. Khi không có vật nâng thì bánh xe chụi tải trọng ít nhất
min
P

bằng :
0
min
42000
10500
4 4
G
P N= = =
+ Khi có vật nâng tải trọng lên các bánh xe phân bố không đều (hình 1).
Tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh dẫn:
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 8
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
770 770
110000 67760
1250 1250
d
P Q N= = =
+ Tải trọng do vật nâng tác dụng lên bánh D
840 840
67760 35574
1600 1600
D d
P P N= = =
⇒ Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe (bánh D) sẽ là:
ax

10500 35574 46074
m
P N
= + =
+ Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe tính theo công thức 3-65[1]:
ax
.
bx bx m
P k P
γ
=
Trong đó:
•
axm
P
- tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe.
•
bx
k
- hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu theo bảng 3-12 [ 1]
ta có
1,2
bx
k
=
( với tải trung bình).
• γ - hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng, xác định theo công thức
3-65a[1] :
3
0

1 1
1
2
1
Q
G
γ
 
 
 
= +
 
 
 
+
 ÷
 
 
 
. Tri số của γ đối với cầu lăn phụ
thuộc vào tỷ số
0
Q
G
theo bảng 3-13[1]: chọn γ = 0.8

0,8.1,2.46074 44231
bx
P N
= =

- Sức bền dập của bánh xe được kiểm tra theo sơ đồ hình 2 .bánh xe đựoc chế tạo
bằng thếp đúc 55л: Để đảm bảo lâu mòn vành bánh xe được tôi đạt độ cứng 300÷320
HB.
- Bánh xe kẹp chặt trên trục và không thẻ quay tương đối với mặt phẳng vuông
góc.
Sức bền dập xác định theo công thức 2-67[1]:
2
44321
190 190 565,7 /
. 40.125
bx
b
P
N mm
b r
σ
= = =
Trong đó b,r là chiều rộng mặt làm việc và bán kính bánh xe:
Theo bảng 2-19 [1] có
[ ]
2
750 N mm
σ
=
. Vậy kích thước bánh xe đã chọn là an
toàn
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 9
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
2. Chọn động cơ
- Lực cản tĩnh chuyển động của xe lăn gồm có : Lực cản do ma sát và lực cản do

độ dốc của đường ray. Thành phần lục cản do gió ỏ đay không có vì cầu lăn làm
việc trong nhà.
- Lực cản do ma sát : theo công thức3-40[1]:
( ) ( )
1 0
2 . 2.0,3 0,02.70
W . 42000 110000 . 1216
250
bx
f d
G Q N
D
µ
+ +
= + = + =
Trong đó
, f
µ
là hệ số ma sát lăn và ma sát trượt của ổ , lấy theo bảng 3-7,3-8 [1]
+ Lực cản do độ dốc của đường ray đặt trên cầu:
Theo công thức 3-41[1]:
( )
2 0
W 0.002(42000 110000) 304G Q N
α
= + = + =
Trong đó α :độ dốc của đường ray: lấy theo bảng 3-9 [1]
- Tổng lực cản tĩnh tác dụng lên cơ cấu: theo công thức3-39[1]
1 2 3
W .W W W 2,05.1216 304 0 2796,8

t
k N
= + + = + + =
Với k=2,05 hệ số tính đến ma sát thành bánh, lấy theo bảng 3-6 [1] tương ứng với
tỷ lệ giữa khoảng cách bánh và khoảng cách trục bánh xe bằng
1600
1.3
1250
≈
(hình 1)
- Công xuất tĩnh đối với cơ cấu di chuyển :
Theo công thức :
W .
2796,8.15
0,7 w
60.1000. 60.1000.
dc
t x
t
v
N k
= = =

- Công xuất tĩnh yêu cầu đối với động cơ điện : theo công thức :
0,7
0,8 w
0,877
dc
t
t

dc
N
N k
η
= = =
Trong đó :
x
v
- vận tốc di chuyển của xe
dc
η
- hiệu xuất của cơ cấu di chuyển, lấy theo bảng 1-9[1]
- Tương ứng với chế độ làm việc cảu cơ cấu là trung bình có CĐ%=60% sơ bộ
chọn động cơ điện MT 21-6 [3]( át lát máy nâng chuyển)có các đặc tính sau:
- Công suất danh nghĩa :
0,9 w
dc
N k
=
- Số vòng quay danh nghĩa:
935 /
dc
n vg ph
=
- Hệ số quá tải :
ax
2,3
m
dn
M

M
=
- Mômen vô lăng:
( )
2 2
oto
. 0,85
i
r
G D Nm
=
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 10
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
- Khối lượng:
51
dc
m kg=
3. Tỉ số truyền chung
- Số vòng quay của bánh xe cần để đảm bảo vận tốc di chuyển của xe:
15
19,11 /
. .0,250
x
bx
bx
v
n vg ph
D
π π
= = =

- Tỷ số truyền chung đối với bộ truyền cơ cấu di chuyển xe:
935
48,927
19,11
dc
x
bx
n
i
n
= = =
4. Kiểm tra động cơ điện và mô men mở máy
- Gia tốc lớn nhất cho phép để đảm bảo hệ số an toàn bám
1,2
b
k =
tính cho truờng
hợp lực bám ít nhát (khi không có vật nâng) theo công thức3-51[1]:
ax
.
. . W
1,2
o
d
om d t
o bx
G
g d
j G f
G D

ϕ
 
= + −
 ÷
 
Trong đó :
+ g - Gia tốc trọng trường
+
d
G
- Tổng áp lực tác dụng lên bánh dẫn khi không có vật nâng
d
G
=42000/2=21000N
+
o
G
- Trọng lượng xe kể cả bộ phận mang vật
o
G
=42000N
+
ϕ
- Hệ số bám của xe vào đường ray:làm việc trong nhà lấy
ϕ
=0,20
+
f
- Hệ số ma sát trong ổ trục tbeo bảng 3-8 lấy
f

= 0,015
+ d, D
max
- Là đường kính ngõng trục và đường kinh xe lăn.
+
W
o
t
- Tổng lực cản tĩnh chuyển động xe khi không có vật theo công
thức:
W
o
t
=
42000
W . 2796,8 772,8
42000 110000
o
t
o
G
N
G Q
= =
+ +

Vậy
2
ax
9,81 21000.0,20 70

21000.0,015. 772,8 0,6576 /
42000 1,2 250
om
j m s
 
= + − =
 ÷
 
- Thời gian mở máy tương ứng với gia tốc cho phép là:
ax
15
0,38
60. 60.0,6576
o
x
m
om
v
t s
j
= = =
- Mômen mở máy tối đa cho phép để không sẩy ra trượt trơn theo công thức3-
54[1] :
( )
2
2
2
. . .
W . . .
2. . 375. . . 375.

o
i i dc
o
t bx o bx dc
I
m
o o
x dc x m dc m
G D n
D G D n
M
i i t t
β
η η
∑
= + +

Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 11
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
Trong đó :
+
β
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của các chi tiết quay trên các trục sau trục I:
β
=1,1÷1,2 lấy
β
=1,2
+
( )
2

.
i i
I
G D
∑
- Tổng mômen vô lăng của các chi tiết máy quay trên trục I
theo công thức :
( )
2
.
i i
I
G D
∑
=
( )
2
oto
.
i i
r
G D
+
( )
2
.
i i
khop
G D

với
( )
2
.
i i
khop
G D
=0255
2
m
, ở đây chọn khớp đàn hồi có bánh phanh đường kính
D=100mm cho phanh TKT – 100 ⇒
( )
2
.
i i
I
G D
∑
=0,85+0,255=1,105m
2
Vậy
2
2
42000.0,25 .935772,8.0,250 1,2.1,105.935
2.48,927.0,877 375.48,927 .0,38.0,877 375.0,38
o
m
M
= + +

=19.6N.m
- Đối với động cơ điện đã chọn có mômen danh nghĩa :
0,9
9550. 9550. 9,19
935
dc
dn
dc
N
M Nm
n
= = =
- Mômen mở máy xác định theo công thức:
( )
(1,8 2,5) 1,1
2
dn dn
m dc
M M
M
− +
=
=1.45M
dn
=1,45.9,19=13,33Nm
Như vậy động cơ có mômen mở máy trung bình nhỏ hơn mômen mở máy cho phép
⇒ đảm bảo điều kiện về lực bám M
m(dc)
<
o

m
M
.
- Vì N
dc
>N
t
nên không cần kiểm tra điều kện về nhiệt.
5. Phanh
- Mômen phanh phải xác định xuất phátt từ yêu cầu sao cho khi xe lăn di chuyển
trên đường ray trong moi trường hợp sẽ không sẩy ra hiện tượng trượt trơn trong thời
kỳ phanh (nều không có những yêu cầu đặc biệt về công nghệ hạn chế trị số gia tốc
hãm)
- Gia tốc hãm khi không có vật nâng theo bảng 3-10[1], tương ứng với tỷ số bánh
dẫn trên tông số bánh xe là 50% và hệ số bám là
ϕ
= 0,2 , ta chọn
2
0,75 /
o
ph
j m s
=
Thời gian phanh khi không có vật là:
15
0,333
60. 60.0,75
o
x
ph

o
ph
v
t s
j
= = =
.
- Với phanh đặt ở truc thứ nhất , mômen phanh tính theo công thức :
với
* *
1
2 2.0,3 0,02.70
W W 42000 336
250
o o
t o
bx
fd
G N
D
µ
+ +
= = = =
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 12
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
( )
2
2 *
2
2

2
. . .
. . W .
375. 375. . 2. .
1,1.1,105.935 42000.0,25 .935 336.0,25
375.0,333 375.48,927 .0,333 2.48,927.0,877
19
o
i i dc
o bx dc t bx
I
ph
o o
ph x ph x dc
G D n
G D n D
M
t i t i
Nm
β
η
∑
= + −
= + −
=
Căn cứ vào mômen phanh trên đây ta chọn phanh má TKT-100[3] có M
ph
=20 Nm
- Kiểm tra phanh đã chọn.
+ Hệ số an toàn bám: Xe co thể bị trượt trơn trong quá trình phanh xe

không có vật nâng. Đối với trường hợp nay hệ số an toàn bám kiểm tra theo công
thức:
*
.
21000.0,2
1.46
0,75
42000 336
W
9,81
d
b
o
ph
o
o t
G
K
j
G
g
ϕ
= = =
−
−
>1.2
+ Gia tốc hãm khi có vật:
Khi có vật thời gian phanh xác định theo công thức:
( )
( ) ( )

2
2
* * 2
. .
( ). . .
375 375
i i I
o bx I dc
I
ph
ph t ph t x
G D n
G Q D n
t
M M M M i
β
η
∑
+
= +
− −
=
( ) ( )
2
2
1,1.1,105.935 (42000 110000).0,25 .935.0,877
0,68
375 20 3,54 375 20 3,54 48,927
s
+

+ =
− −
Trong đó
*
1
W .
1216.0,25
3,54
2. . 2.48,927.0,877
bx
t
x dc
D
M Nm
i
η
= = =
⇒
Gia tốc hãm sẽ là:
2
15
0,3676 /
60 60.0,68
x
ph
ph
v
j m s
t
= = =

nằm trong khoảng (0,3 ÷0,6m/s
2
) đối với cầu trục thông thường như vậy phanh đã
chọn là hợp lý.
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 13
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
Chương IV
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC
Theo sơ đồ của cơ cấu di chuyển xe ta dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ đặt đứng.
Hộp giảm tốc phải dảm bảo các yêu cầu sau:
Với CĐ%=60% , số vòng quay của trục vào là 935 vg/ph, truyền được công suất
0,8 kW và tỷ số truỳên là i
Σ
= 48,927.
1. Phân phối tỷ số truyền
- Bên cạnh vật liệu chế tạo bánh răng, điều kiện chụi tải việc phân phối tỷ số
truyền trong hộp có ảnh hưởng rất lớn đến kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc.
Có nhiều phương pháp để phân phôi tỷ số truyền dựa vào các yêu cầu:
+ Theo yêu cầu về công nghệ: kích thước, khối lượng nhỏ gọn
+ Theo yêu cầu về bôi trơn các bánh răng ăn khớp
+ Theo yêu cầu về gia công vỏ hộp
+ Theo yêu cầu về điều kiện sức bền đều của các cặp bánh răng ăn khớp
trong hộp đây là yêu cầu được sử dụng nhiều nhất.
- Việc phân phối tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 3 cấp được xác
định dựa vào biểu đồ hình 3.22 [2] trang 46.
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 14
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp

Ta có :
1

3,152u
=

2
3,925u
=
Vậy ⇒
( )
3 1 2
/ .u u u u
∑
=
= 48,927/(3,152.3,925) = 3,955
Ngoài ra , nếu dựa theo điều kiện khối lượng hộp nhỏ nhât ta có thể xác định tỷ số
truyền cấp nhanh u
1
và cấp trung gian u
2
theo công thức :
0,609 0,609
1
0,4643. 0,4643.48,927 4,963u u
∑
= = =
0,262 0,262
2
1,205. 1,205.48,927 3,339u u
∑
= = =
⇒

( )
3 1 2
/ .u u u u
∑
=
= 48,927/(4,963.3,339) = 2,952
Kết quả này cũng phù hợp với kết quả kiểm nghiệm theo hàm đa mục tiêu (bảng
3.2).
Để giảm kích thước và khối lượng hộp ta phân tỷ số truyền theo đồ thị:
1
3,152u
=
2
3,925u
=
3
u
=
3,955
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 15
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
2. Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục
2.1. Tốc độ quay của các trục
- Tốc độ quay của trục I : n
I
=
935
dc
n
=

(v/ph)
- Tốc độ quay của trục II : n
II
=
1
935
3,152
I
n
u
=
= 296,637 (v/ph)
- Tốc độ quay của trục III : n
III
=
2
296,637
3,925
II
n
u
=
= 75,576 (v/ph)
- Tốc độ quay của trục( trục ra của hộp nối với trục của bánh xe) IV: n
IV
=
3
75,576
3,955
III

n
u
=
= 19,11 (v/ph)
2.2. Tính công suất các trục
P
i
= P
i-1
.η
i-1,i
- Công suất trên trục 1 :
P
I
= P
dc
LV
.η
k
.η
ol
= 0,8.1.0,99 = 0,792(kw)
- Công suất trên trục II :
P
II
= P
I
.η
BR
.η

ol
= 0,792.0,97.0,99 = 0,761 (kw)
- Công suất trên trục III :
P
III
= P
II
.η
BR
.η
ol
= 0,761.0,99.0,97= 0,731 (kw)
- Công suất trên trục IV :
P
IV
= P
III
.η
BR
.η
ol
= 0,731.0,97.0,99 = 0,7(kw)
2.2. Tính mômen xoắn trên các trục
T = 9,55.10
6
i
i
n
P
- Trên trục động cơ = 9,55.10

6
.
0,8
935
= 8171,1 (Nmm)
- Trục I : T
I
= 9,55.10
6
.
0,792
935
=8089,4 (Nmm)
- Trục II : T
II
= 9,55.10
6
.
0,761
296,637
= 24499,81 (Nmm)
- Trục III : T
III
= 9,55.10
6
.
0,731
75,576
= 92371,3(Nmm)
- Trục IV : T

IV
= 9,55.10
6
.
0,7
19,11
= 350000(Nmm)
Lập bảng thông số khi làm việc
Thông số
Trục
Tỷ số tryền Công suất Số vòng quay
(v/ph)
Mômen xoắn
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 16
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
u P(kw) T(Nmm)
động cơ
1
0,8 935 8171,1
Trục I 0,792 935 8089,4
3,152
Trục II 0,761 296,637 24499,81
3,925
Trục III 0,731 75,576 92371,3
2,955
Trục IV 0,7 19.11 350000
3. Thiết kế bộ truyền trong hộp
3.1.Bộ truyền cấp nhanh
3.1.1. Chọn vật liệu
Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu 2 bánh răng

của 3 cấp là như nhau và thuộc vật liệu nhóm I có độ rắn HB <350 .
-Cụ thể, tra Bảng 6.1[2] ta chọn :
2)ứng
suất
cho
phép:
Tra
bảng
6.2 [2].
Trị số
của
0
limH
σ
và
0
limF
σ
ứng với số chu kì cơ sở ta chọn :
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 17
Nhãn
thép
Nhiệt
luyện
Độ rắnHB Kích thước
S
( )mm≤
Giới hạn
bền
b

σ
(MPa)
Giới hạn
chảy
ch
σ
(Mpa)
C45
Tôi cải
thiện
192
÷
240 100
750 450
C45
Thường
hoá
170
÷
217 80
600 340
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limH
σ
=2.HB+70
+ Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc :
H
S

=1,1
+ Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limF
σ
=1,8.HB
+ Hệ số an toàn khi tính về uốn :
F
S
=1,75
+ Chọn độ rắn bánh răng nhỏ (tôi cải thiện) :
1
HB
=192
+ Chọn độ rắn bánh răng lớn (thường hoá) :
2
HB
=170
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép
Như vậy :
0
lim1H
σ
= 2.
1
HB
+ 70 = 2.192 + 70 = 454 (Mpa)

0
lim2H

σ
= 2.
2
HB
+ 70 = 2.170 + 70 = 410 (Mpa)

0
lim1F
σ
= 1,8.
1
HB
= 1,8.192 = 345,6 (MPa)

0
lim2F
σ
= 1,8.
2
HB
= 1,8.170 = 306 (MPa)
Bộ truyền quay hai chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt
tải
FC
K
=0,7.
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
2,4
30.
HO HB

N H
=
(
HB
H
là độ
rắn Brinen) =>
2,4 2,4 6
1 1
30. 30.192 9,1.10
HO HB
N H
= = =
HB

2,4 2,4 6
2 2
30. 30.170 6,8.10
HO HB
N H= = =
HB
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương . Do tải thay đổi nên:
3
max
60. . . .
i
HE i i
T
N c n t
T

 
 
 
=
 ÷
 
 
 
∑

3
3 3 3 6
1
2
1 max
935
60. . . . . 60.1. .32000. 1 .0,4 0,75 .0,3 0,4 .0,3 310,8.10
3,152
i i
HE
i
T t
n
N c t
u T t
 
 
 
 
= = + + =

 ÷
 
∑
 
 
 
∑
∑
>
6
2
15,47.10
HO
N =
Trong đó :
+
i
T
: mụ men xoắn .
+
i
n
: số vũng quay .
+
i
t
: tổng số giờ làm việc .
+ i : chỉ só chỉ thứ tự chế độ làm việc của bánh răng đang xét
+
max

T
: mụ men xoắn lớn nhất của bộ truyền
+ c : số lần ăn khớp trong một vũng quay
+
t
∑
: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Theo bảng 1-1
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 18
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
Vậy
32000( )t h=
∑
=>
1 1HE HO
N N
>
=> lấy :
1HE
N
=
1HO
N
=
6
9,1.10

2HE
N
=
2HO

N
=
6
6,8.10
=> Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền :
1 2
1
H
HO
m
HL HL HL
HE
N
K K K
N
= = = =
.
Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ
H
] =
0
lim
H
S
σ
Η
Z
R
.Z

V
.K
XH
.K
HL
Trong đó :
+
R
Z
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
+
v
Z
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vũng
+
xH
K
- Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng
+ S
H
– H ệ số an toàn khi tính ứng suất tiếp theo bảng 6.2[2] lấy = 1,1
(tính sơ bộ lấy Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1)
Bánh nhỏ : [σ
H

1
] =
454.1
1,1
= 412,73 (Mpa)
Bánh lớn : [σ
H
2
] =
410.1
1,1
= 327,73 (Mpa)
Ta sử dụng bánh răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị trung bình
trong 2 giá trị của ứng suất tiếp xúc [σ] = 392,73(Mpa)
⇒ Thoả mãn
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[σ
H
]
1max
= 2,8.σ
ch
= 2,8.450 = 1260 (Mpa)
[σ
H
]
2max
= 2,8.σ
ch
= 2,8.340 = 952 (Mpa)

b. Ứng suất uốn cho phép
-Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
1 2FO FO
N N
=
=
6
4.10
(MPa)
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất uốn tương đương:
6
max
60. . . .
i
FE i i
T
N c n t
T
 
 
 
=
 ÷
 
 
 
∑
- Tương tự ta có :

1 1FE FO

N N
>
=> lấy :
1 1FE FO
N N
=

2 2FE FO
N N
=
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 19
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
Vậy cũng có:
1 2
1
H
FO
m
FL FL FL
FE
N
K K K
N
= = = =
-Ứng suất uốn cho phép :
0
lim
[ ] . . . . .
F
F R s xF FC FL

F
Y Y K K K
S
σ
σ
=
Trong đó :
+
R
Y
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
+
s
Y
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
+
xF
K
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy :
R
Y
.
s
Y
.
xF
K
=1
+ S

F
- Hệ số an toàn khi tính ứng suất uốn theo bảng 6.2[2] lấy = 1,75
Do đó :
0
lim
[ ] . .
F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
=

0
lim1
1 1
345,6.0,7.1
[ ] . . 138,24( )
1,75
F
F FC FL
F
K K MPa
S
σ
σ
= = =
0

lim2
2 2
306.0,7.1
[ ] . . 122,4( )
1,75
F
F FC FL
F
K K MPa
S
σ
σ
= = =
-Ứng suất quá tải cho phép:
[σ
F
1
]
max
= 0,8.
1ch
σ
=0,8.450 =360(MPa)
2 max 2
[ ] 0,8.
F ch
σ σ
=
= 0,8.340 =272(MPa)
3.1.2. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

1
3
1 1
2
1
.
( 1).
[ ] . . .
H
w a
H ba
T K
a K u
u
β
σ ψ
= +
Trong đó :
+ ψ
ba
- Hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.
Tra Bảng 6.6[2]: Trị số của các hệ số ψ
ba
ta chọn ψ
ba
= 0,25.
+
a
K
- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

Tra bảng 6.5 : Trị số của các hệ số
a
K
ta chọn
a
K
= 43 MPa
1/3
.
+
H
K
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Với hệ số ψ
bd
= 0,5.ψ
ba
.(u
1
+1) = 0,5.0,25.(3,152+1) = 0,52
Tra Bảng 6.7: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
H
K
β
ta chọn
H
K
β

=1,06 (sơ đồ 3).
T
I
=8089,4 (Nmm) - Mômen xoắn trên trục chủ động
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 20
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
3
1
2
8089,4 .1,06
43.(3,152 1).
392,73 .3,152.0,25
w
a = +
= 73,77(mm)
=> lấy
1w
a
= 75(mm).
3.1.3. Xác định các thông số ăn khớp
- Môđun m
n
= (0,01
÷
0,02).
1w
a
= (0,01
÷
0,02).75=0,75

÷
1,5 => Tra bảng:
Trị số tiêu chuẩn của môđun ta chọn môđun pháp m
n
= 1,5.
- Chiều rộng vành răng : b
W
= a
W
1
.ψ
ba
= 75.0,25 = 18,75 (mm)
Chọn b
W
=19(mm)
- Xác định số răng Z
1
, Z
2
:
Chọn sơ bộ β = 15
0
do đó cosβ = 0,9659
+ Số bánh răng nhỏ:
Z
1
=
1
1

2 cos
( 1)
W
n
a
m u
β
+
=
2.75.0,9659
1,5.(3,152 1)
+
= 23 (răng)⇒ chọn Z
1
= 23(răng)
Z
2
= u
1
.Z
1
= 3,152.23= 73(răng) ⇒ Z
2
= 73(răng)
-Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
2
1
73
3,17
23

m
z
u
z
= = =
-Góc nghiêng :
cosβ =
.
2.
t
w
m Z
a
=
0,96 ⇒ β = 16
0
∈
(8
0

÷
20
0
)
⇒
hoả mãn
Nhờ có góc nghiêng của răng do đó không cần dùng dịch chỉnh để đảm bảo khoảng
cách trục cho trước. Vậy x
1
=x

2
= 0.
3.1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
-
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều
kiện:
1
2
1
2. . .( 1)
. . .
. .
H m
H M H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ
+
=
≤
[σ
H
]
Trong đó :
+ Z
M
- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.

Tra trong bảng 6.5 có
M
Z
=274 (MP
1
3
a
) .
+ Z
H
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
Z
H
=
2.cos
sin 2.
b
tw
β
α
+ β
b
- Là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgβ
b
= cosα
t
.tgβ
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 21
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
α

t
=α
tw
= arctg
( )
cos
tg
α
β
arctg
20
( )
cos16
tg
= 20,76
0

⇒ tgβ
b
= cos(20,76
0
).tg(16
0
) = 0,27 ⇒ β
b
= 15,25
0
Z
H
=

0
0
2.cos(15,25 )
sin(2.20,76 )
= 1,71
+ Z
ε
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Vì ε
β
= b
W
.sinβ/m
n
.π =
0
20.sin(16 )
1,5.3,14
= 1,13>1,1
Nên: Z
ồ
=
1
α
ε
ε
α
= [1,88 - 3,2(
1 2
1 1

Z Z
+
)]cosβ = [1,88 - 3,2(
1
23
+
1
73
)]cos(16
0
) = 1,63
⇒ Z
ε
=
1
1,63
= 0,78
+ d
w1
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo công thức 6.11[2] ta
có :
d
w1
=
1
2
1
w
m
a

u
+
=
2.75
3.17 1+
=35,94(mm)
+ K
H
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
. .
H H H Hv
K K K K
β α
=
.
Trong đó :
• K
H
β
= 1,06 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 3 )
• K
H
α
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp
• Vận tốc vòng của bánh răng:
1 1
. .
3,14.35,94.935
1,76( / )

60000 60000
w
d n
v m s
π
= = =
.
Tra bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với v < 4(m/s) ⇒ cấp chính xác
của bánh răng là 9. Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của
các đôi răng đồng thời ăn khớp ta được K
H
α
= 1,13.
K
Hv
- là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1 +
1
1
2
H W W
H H
v b d
T K K
β α
Với v
H
= δ

H
.g
0
v
1W
m
a
u
= 0,002.73.1,76.
75
3,17
=1.25
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 22
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
Trong đó:
δ
H
là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15
được δ
H
= 0,002; g
0
là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra trong
bảng 6.16 được g
0
= 73
⇒ K
Hv
= 1 +
1,25.19.35,94

2.8089,4.1,06.1,13
= 1,044
⇒ K
H
= 1,06.1,13.1,044 = 1,25
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
2
2.8089,4.1,262.(3,17 1)
274.1,71.0,78.
19.3,17.(35,94)
381,34( )
H
H
MPa
σ
σ
+
=
=
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[σ
H
]
cx
= [σ
H
].Z
v
.Z
R

.K
xH
Trong đó : [σ
H
] = 392,73 (MPa)
với v = 1,598(m/s) < 5 (m/s) ⇒ lấy Z
v
= 1
Đường kính vòng đỉnh d
a
< 700 (mm) ⇒ lấy K
xH
= 1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 khi đó cần
gia công đạt độ nhám R
a
= 1,25 ÷ 0,63 (µm) ⇒ lấy Z
R
= 0,98
⇒ [σ
H
]
CX
= 392,73.0,98.1.1 = 384,87MPa)
Tính sai số:
384,87 381,34
.100% 1% 4%
384,87
H
σ

−
∆ = = <
đạt yêu cầu
Lấy b
w
= 19(mm)
3.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá một giá trị cho phép :
1
1 1
1
1
2. . . . .
[ ]
. .
F F
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
ε β
σ σ
= ≤
cx
1 2
2
1
.
F F

F
F
Y
Y
σ
σ
=
≤
[σ
F
2
]
cx
Trong đó :
+ T
1
- Mômen xoắn trên bánh chủ động T
1
= 8089,4 (Nmm)
+ m - Mô đun pháp m = 1.5(mm)
+ b
W
- Chiều rộng vành răng b
W
= 19 (mm)
+ d
W
1
- Đường kính vòng lăn bánh chủ động d
W

1
= 35,94(mm)
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 23
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
+ Y
ε

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y
ε

=
1
α
ε
=
1
1,63
= 0,61
+ Y
β

- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
0 0
16
1 1
140 140
Y
β
β
= − = −

= 0,88
+ Y
F
1
, Y
F
2
- Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 chúng phụ thuộc vào số răng
tương đương và hệ số dịch chỉnh.
Số răng tương đương : Z
v
1
=
1
3
cos
Z
β
=
0 3
21
(cos16 )
= 26
Z
v
2
=
2
3
cos

Z
β
=
0 3
78
(cos16 )
= 82,5
Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra Bảng 6.18: Trị số của hệ số dạng răng là Y
F
1
= 3,9; Y
F
2
= 3,61
Tra Bảng 6.7: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
F
K
β
khi tính toán về uốn là K
F
β
= 1,15
Tra Bảng 6.14: Trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn với bánh răng nghiêng K
F
α
= 1,37
+ K
Fv

- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn
K
Fv
= 1 +
1
1
2
F W W
F F
b d
T K K
β α
ν
với
ν
F
= δ
F
g
0
v
1
/
W
m
a u
= 0,006.73.1,76
75
3,17

= 3,75
⇒ K
Fv
= 1 +
3,75.19.35,94
2.8089,4.1,15.1,37
=
=
1,1
-
Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
. .
F F F Fv
K K K K
β α
= =
1,15.1,37.1,1=1,73
-
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
1 1
1
1
2. . . . .
2.8089,4.1,73.0,61.0,88.3,9
. . 19.35,94.3,17
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m

ε β
σ
= =
=57,94(MPa)
-
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
1 2
2
1
.
57,94.3,61
3,9
F F
F
F
Y
Y
σ
σ
= =
= 53,63MPa)
-
Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
với m = 1,5 (mm) ⇒ Y
S
= 1,08 - 0,0695ln(1,5) = 1,05
Y
R
= 1 : phụ thuộc độ nhám
K

xF
= 1 vì d
a
< 400(mm)
[σ
F1
]
CX
= [σ
F1
]Y
R
Y
S
K
xF
= 138,24.1.1.1,05 = 145,152(MPa) > σ
F1
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 24
Thuyết minh đồ án tốt nghiệp SV: Nguyễn Văn Hiệp
[σ
F2
]
CX
= [σ
F2
]Y
R
Y
S

K
xF
= 122,4.1.1.1,05 = 128,52(MPa) > σ
F2
⇒ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn
3.1.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số
quá tải
max
qt
dn
T
K
T
=
Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và
ứng suất uốn cực đại.Căn cứ vào sơ đồ tải,với tải không đổi ta thấy mômen trên bánh
răng lớn nhất khi mở máy,bánh răng có hệ số quá tải K
qt
=K
bđ
=1,5
Để tránh biến dạng dư và gẫy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại
ứng suất tiếp xúc cực đại
maxH
σ
không được vượt quá một giới hạn cho phép:
max
. 381,34. 1,5
H H qt

K
σ σ
= =
= 467,4(MPa) < [σ
H
]
max
= 1260 (MPa)
=> Thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại:
1max 1
. 57,94.1,5 89,91
F F qt
K
σ σ
= = =
(MPa) < [σ
F1
] = 360 (MPa)
2max 2
. 53,63.1,5
F F qt
K
σ σ
= =
= 80,45 (MPa) < [σ
F2
] = 272 (MPa)
Đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng.

Các thông số cơ bản của bộ truyền
Thông số Giá trị Đơn vị Thông số Giá trị Đơn vị
a
w
75.00 mm y
ba
0.25
m
n
1.50 mm y
bd
0.52
b
w1
23.00 mm e
a
1.63
b
w2
19.00 mm e
b
1.13
Z1 23 Răng b 16.26 độ
Z2 73 Răng a 20.00 độ
D1 35.72 mm a
t
= a
tw
20.76 độ
D2 113.36 mm v 1.76 m/s

d
w1
35.94 mm s
H
381.34 MPa
d
w2
114.06 mm s
F1
57.94 MPa
d
a1
38.72 mm s
F2
53.63 MPa
d
a2
116.36 mm [s
H
]
cx
384.87 MPa
d
f1
31.97 mm [s
F1
]
cx
207.72 MPa
Trường ĐHKTCN Thái Nguyên Trang: 25