Hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp

Lời nói đầu
Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiêp Hóa - Hiện Đại Hóa theo định
hướng XHCN trong đó ngành công ngiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng. 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 sinh viên ngành Chế Tạo Máy chúng em luôn
thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu từ thầy, cô
giáo. Thiết kế đồ án là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó
giúp cho người sinh viên hiểu sâu hơn, hiểu kỹ và đúc kết được những kiến thức cơ
bản của môn học. Môn học Thiết Kế Sản Phẩm Với CAD 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 cận dụng vào
việc thiết kế máy.
Sau quá trình học tập chúng em đã được giao đề tài là thiết kế trạm dẫn động
băng tải. Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu với sự giúp
đỡ tận tình của thầy, cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng chúng em đã hoàn
thành được đồ án này.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cung với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều
nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót. Chúng em rất mong
được sự chỉ bảo của các thầy, cô giáo trong bộ môn để đồ án của chúng em được
hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này.

TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 1
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển. Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí tập I,
NXB Giáo Dục.
[2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển. Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí tập II,
NXB Giáo Dục.
[3] Bài Giảng Chi Tiết Máy, Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp.
[4] Bài Giảng Nguyên Lý Máy, Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp.
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 2

PHẦN 1
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
I .CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :
1. Chọn kiểu loại động cơ điện:
Việc chọn được một động cơ điện phù hợp cho cơ cấu là một việc khá khó
khăn, vì động cơ được chọn không những phải đảm bảo có kích thước hợp lý mà
còn phải đảm bảo có kích thước nhỏ gọn, gí thành rẻ.Trong thực tế có nhiều lọa
động cơ với những ưu nhược điểm khac nhau.
+ Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số
của momen 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 để đặt thiết bị chỉnh lưu.
+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm hai loại một pha và ba pha.
Động cơ một pha:công suất nhỏ chỉ phù hợp với các dụng cụ gia đình
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
công suất cao hệ số cosφ cao,hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm:thiết bị tương đối
lớn ,giá thành cao vì phải có thiết bị phù trợ khởi động động cơ,do đó chúng được
dùng cho các trường hợp cần công suất lớn(100kw) ,khii cần đảm bảo chặt chẽ trị
số không đổi của vận tốc góc.Động cơ ba phâ không đồng bộ gồm ai kiểu:roto dây
cuốn và roto ngắn mạch .Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây cuốn cho phép
điều chỉnh vận tốc trong phạm vi nhỏ (khoảng 5%) ,có đòng điện mở máy thấp
nhưng cosφ thấp.giá thành đắt ,vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong
một vi hẹp để tìm ra một vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ dã được lắp
đặt .
Động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch :có ưu điểm là kết cấu đơn
giản ,giá thành hạ,dễ bảo quản ,có thể vào trực tiếp mạng lưới điện ba pha không
cần biến đổi dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với đông cơ ba
pha đồng bộ ,không điều chỉnh được vận tốc.
Từ những ưu điểm, nhược điểm trên cùng vợi điều kiện của hộp giảm tốc và

được sự hướng dẫn của thầy cô ,em chọn động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn
mạch.
2 Chọn công suất động cơ
Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo cho động cơ
làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép tức thỏa mãn điều kiện:

dc dc
dm dt
P P
≥
(kw) (1.1)
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 3
Trong đó:

dc
dm
P
:công suất định mức của động cơ

dc
dt
P
:công suất đẳng trị trên trục động cơ
Vì động cơ làm việc ở chế độ tải không đổi nên:

dc dc
dt lv
P = P
ct
lv

P
η
∑
=
(1.2)
Trong đó:
4 2
. . .
brc brt ol k
η η η η η
∑
=
brc
η
: hiệu suất cặp bánh răng côn.
brt
η
: hiệu suất cặp bánh răng trụ.
ol
η
: hiệu suất cặp ổ lăn.
k
η
: hiệu suất khớp nối.
Theo bảng 2.3 [1] ta có:
0,95
brc
η
=
,

0,96
brt
η
=
,
0,99
ol
η
=
,
1
k
η
=
=>
876,01.99,0.96,0.95,0
24
==
∑
η

ct
P
lv
Công suất làm việc trên trục công tác được xác đinh theo biểu thức:
ct
.
6000.1,8
P = 10,8
1000 1000

t
lv
F V
= =
(KW)
10.8
12.32
0,876
dc dc
dt lv
P P
=
= =
(kw)
3.Số vòng quay của động cơ:

60
db
f
n
p
=
(v/p) (1.3)
Trong đó:
f :tần số dòng điện xoay chiều. f = 50 Hz
p :Số cặp cực từ. Chọn p = 3
=>
60.50
1000
3

db
n
= =
(v/p).
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 4
-Số vòng quay của trục công tác:

3
60.10 .
.
ct
V
n
D
π
=
(1.4)
Trong đó:
D:đường kính tang dẫn băng tải(mm)
V:vận tốc vòng của băng tải(m/s)

⇒

3
60.10 .1,8
76,43
3,14.450
ct
n
= =

(v/p).
-Số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ: có kể đến sự trượt 3% nên

970( / )
db
n v p
=


⇒
Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống:
970
12,69
76,43
db
sb
ct
n
u
n
= = =

Ta thấy u
sb
nằm trong khoảng u = (8 - 31,5) nên dùng của hộp giảm tốc bánh răng
côn trụ nên : n
db
=970 (v/p)
4.Chọn động cơ thực tế:
theo bảng P1.3 [1].

Ký hiệu
Công suất
P(kw)
N(v/p)
η(%) cosϕ
K
dn
T
T

max
dn
T
T
4A160M6Y3 15 970 87,5 0,87 2,0 1,2
5. Kiểm tra điều kiện mở máy:
Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức tì của hệ
thống. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo biểu thức:

dc dc
mm
P P
bd
≥
(1.5)
Trong đó:

dc
mm
P

:Công suất mở máy của động cơ (kw)

dc
P
bd
:Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kw)
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 5

dc dc
K
mm dm
dn
T
P = P =2.15 =30
T
(kw)

. 1,3.12,32 16,02
dc dc
lv
bd bd
P P
k
= =
=
(kw)
T
k
và T
dn

là momen khởi động và momen danh nghĩa của động cơ
Ta thấy
dc dc
mm bd
P P
>
. Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mơ máy.
II.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:
-Tỉ số truyền của hệ thống :
.
ng h
u u u
∑
=
. (1.6)
Vì không có bộ truyền ngoài hôp nên
1
ng
u
=
=>
1 2
.
h
u u u u
∑
= =
Trong đó:
1
u

: Tỷ số truyền bộ cấp nhanh.
2
u
: Tỷ số truyền bộ cấp chậm.
-Tỉ số truyền của toàn hệ thống :
dc
ct
n
u
n
∑
=
(1.7)
Trong đó :

:
dc
n
số vòng quay động cơ đã chọn (v/p).
:
ct
n
số vòng quay của trục công tác (v/p).
=>
970
12,69
76,43
dc
ct
n

u
n
∑
= = =

Với hộp giảm tốc bánh răng côn trụ hai cấp, để nhận được chiều cao hộp nhỏ
nhất có thể tính tỉ số truyền bộ cấp chậm
2
u
theo công thức:
2
3
2
2
.
1,073
.(1 0,5 )
ba h
be be
u
u
k k
ψ
=
−
(1.8)
Trong đó:

be
k

: hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn
be
k
=(0,25
÷
0,3)

2ba
ψ
: hệ số chiều rộng bánh răng trụ
2ba
ψ
=(0,25
÷
0,4)
Chọn :
2ba
ψ
=0,3 ;
be
k
=0,3
=>
3
2
2
0,3.12,69
1,073. 2,79
0,3.(1 0,5.0,3)
u

= =
−

TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 6
Từ công thức (1.6) ta có
1 2 1
2
12,69
.
4,55
2,79
h
h
u
u u u u
u
= ⇒ =
= =

III.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC:
1.Tính số vòng quay các trục:
Trục I :
970
I dc
n n
= =
(v/p).
Trục II :
1
970

213,19
4,55
I
II
n
n
u
= = =
(v/p).
Trục III :
2
213.19
76,41
2,79
II
III
n
n
u
= = =
(v/p).
2. Tính công suất trên các trục:
Trục I :
. . 12,32.1.0,99 12.20
dc
I lv k ol
P P
η η
= = =
(KW)

Trục II :
. . 12,20.0,95.0,99 11,48
II I brc ol
P P
η η
= = =
(KW)
Trục III :
. . 11,48.0,96.0,99 10.91
III II brt ol
P P
η η
= = =
(KW)
3. Momen xoắn trên các trục :

6
9,55.10 .
i
i
i
P
T
n
=
(1.9)
Mômen trên trục động cơ:
6
12,32
9,55.10 . 121294,85( . )

970
dc
T N mm
= =
Trục I:
6
12,20
9,55.10 . 120113.4( . )
970
I
T N mm
= =
Trục II:
6
11,48
9,55.10 . 514254,89( . )
213.19
II
T N mm
= =
Trục III:
6
10,91
9,55.10 . 1363571,52( . )
76,41
III
T N mm= =
4.Bảng kết quả:
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 7
Trục

Động cơ I II III Công tác
Công suất (kw)
12,32
12,20 11,48 10,91 10,91
Tỷ số truyền
1 4,55 2,79 1
Số vòng quay(v/p)
970
970 213,19 76,41 76,41
Mô men (N.mm)
121294,85
120113,4 514254,89 1363571,52 1363571,52
PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
1. Bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng côn).
Số liệu ban đầu:
P
I
= 12,20 KW ; n
I
= 970 (v/ph)
P
II
= 11,48 KW ; n
II
= 222,48 (v/ph)
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 8
1.1. Chọn vật liệu.
Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng
có độ rắn thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có
khả năng chạy mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải

thiện.
Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng :
Loại
bánh răng
Loại
thép
Nhiệt
luyện thép
Độ rắn Giới
hạn bền
b
σ
MPa
Giới hạn
chảy
ch
σ
Mpa
Nhỏ 45 Tôi cải
thiện
HB241 285 850 580
Lớn 45 Tôi cải
thiện
HB241 285 850 580
1.2. Xác định các thông số cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
H
σ
và ứng suất uốn cho phép

[ ]
F
σ
được xác
định như sau:
a. Ứng tiếp xúc suất cho phép.
Tra bảng 6.2 [1] ta chọn:
- Độ rắn bánh chủ động : HB
1
=260
- Độ rắn bánh bị động: HB
2
=250
- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: S
H
=1,1
- Hệ số an toàn khi tính về uốn: S
F
=1,75
- Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:
lim
2. 70
H
HB
σ
= +
- Ứng xuất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở:

lim
1,8.

F
HB
σ
=
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 9
Theo công thức:
[ ]
0
lim
. . .
H
H R V XH HL
H
Z Z K K
s
σ
σ
=
Trong đó:
S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc .
Z
R
: Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc .
Z
V
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .
K
XH

: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
Chọn sơ bộ: Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1
K
HL
: Hệ số xét đến tuổi thọ.
0
H
H
m
HL
HE
N
K
N
=
Với m
H
= 6 (Khi HB
≤
350)
→
K
HL
=

0
6
H
HE
N
N
0H
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
H0
= 30.H
HB
2,4
(H
HB
- Độ rắn Brinen)
N
HE
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
N
HE
= 60.C.n.t
Σ
C,n,t
Σ
: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút
và tổng số giờ làm việc của của bánh răng đang xét.
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 10
Với

5.0,5.365.24.0,5 10950( )t h
∑
= =
C =1
+ Với bánh nhỏ (bánh 1):
1 1
60. . . 60.1.970.10950 0,637.10^9
HE
N C n t
∑
⇒ = = =
N
H01
= 30.H
HB1
2,4
= 30.260
2,4
= 1,87.10^7
Ta có N
HE1
> N
HO1
, thì lấy N
HE1
= N
HO1
để tính, do đó K
HL1
= 1.

0
lim 1
2. 70 2.260 70 590( )
H
HB MPa
σ
= + = + =

Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ là:
0
lim1
1 1
590
[ ] .( . . ). .1.1 536,36( )
1,1
H
H R V XH HL
H
Z Z K K MPa
S
δ
σ
= = =
+ Với bánh lớn (bánh 2):
2
60. . . 60.1.222,48.10950 1.462.10 ^ 8
HE II
N C n t
∑

⇒ = = =
N
H02
= 30.HB
2
2,4
= 30.255
2,4
= 1,79.10^7
Ta có N
HE2
> N
HO2

→
Do đó: K
HL2
= 1

0
lim2 2
2. 70 2.250 70 570( )
H
HB MPa
σ
= + = + =
.
Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn là:
0
lim2

2 2
570
[ ] .( . . ). .1.1 518,18( )
1,1
H
H R V XH HL
H
Z Z K K MPa
S
δ
σ
= = =
Vì đây là cặp bánh răng côn rang thẳng ta chọn
1 2
[ ] ([ ];[ ]) 518,18( )
H sb H H
Min MPa
σ σ σ
= =
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 11
b. Ứng suất uốn cho phép.
Ứng suất uốn xác định theo công thức:
[ ]
0
lim
. . . . .
F
F R S XF FC FL
F
Y Y K K K

S
σ
σ
=
.
Trong đó:
Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Y
S
: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
K
XF
: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn.
Chọn sơ bộ: Y
R
.Y
S
.K
XF
= 1.
K
FC
: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy K
FC
= 1.( Vì tải đặt 1 phía)
K
FL
: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng

của bộ truyền , K
FL
= 1.
- N
FO
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. N
FO
= 4.10
6
đối với tất cả
các loại thép.
- N
FE
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền tĩnh nên:
N
FE
= N
HE
-
0
limF
σ
: ứngsuất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
Với bánh răng nhỏ ( bánh 1)
0
lim1
1,8.260 468( )
F
MPa
σ

= =
Như vậy :
0
lim1
1
468
[ ] .( . . ). . .1.1.1 267,43( )
1,75
F
F R S XF FC FL
F
Y Y K K K MPa
S
σ
σ
= = =

Với bánh lớn ( bánh 2).
0
lim2
1,8.250 450( )
F
MPa
σ
= =
Như vậy :
0
lim2
2
450

[ ] .( . . ). . .1.1.1 257,14( )
1,75
F
F R S XF FC FL
F
Y Y K K K MPa
S
σ
σ
= = =
c. Ứng suất cực đại cho phép.
Ứng suất tiếp xúc được xác định theo công thức:
[ ] [ ]
1 2 1
max max
2,8. 2,8.580 1624
H H ch
σ σ σ
= = = =
(MPa)
Ứng suất uốn quá tải: Do HB <350 nên ta có :
Bánh nhỏ :
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 12
[ ]
1
max
0,8. 0,8.580 464
F ch
σ σ
= = =

(MPa)
Bánh lớn :
[ ]
2
max
0,8. 0,8.580 464
F ch
σ σ
= = =
(MPa)
d. Thông số bộ truyền
Chiều dài côn ngoài.
Chiều dài côn ngoài được xác định theo công thức:

[ ]
1
2
3
1
2
1
.
Re . 1.
(1 ). . .
H
R
be be H
sb
T K
K u

K K u
β
σ
= +
−
(2.4)
Trong đó:
R
K
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu và loại răng
0,5
R d
K K
=
.
K
d
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh rang và loại rang.
Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng bằng thép
1/3 1/3
100 50
d R
K MPa K MPa
= ⇒ =
.
:
be
K
Hệ số chiều rộng vành răng
)3,025,0(

Re
÷==
b
K
be

chọn
0,3
be
K
=
.
H
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.
Với bánh răng côn ta có:
1
.
0,3.4,36
0,77
2 2 0.3
be
be
K u
K
= =
− −
Theo 6.21 [1] sơ đồ 1, với HB<350 ta có

1,23
H
K
β
=
1
T
: Momen xoắn trên trục bánh chủ động
120113, 4( . )
I
T N mm
=

[ ]
:
H
sb
σ
ứng suất tiếp cho phép.
2
3
2
120113,4.1,23
Re 50. 4,55 1. 193,79
(1 0,3).0,3.4,55.518,18
⇒ = + =
−
( mm)
e. Xác định thông số ăn khớp.
- Số răng bánh nhỏ:

1
2 2
1
2Re 2.193,79
83,20
1 1 4,55
e
d
u
= = =
+ +
(mm)
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 13
Tra bảng 6.22 [1] ta được
1
17
p
z
=
Với HB < 350 =>
1 1
1,6 1,6.17 27,2
p
z z
= = =
Chọn
1
28z
=
- Đường kính trung bình và môđun trung bình:

1 1
(1 0,5 ). (1 0,5.0,3).83,20 70,72
m be e
d K d
= − = − =
(mm)
1
1
70,72
2,53
28
m
tm
d
m
Z
= = =
(mm)
-Môđun vòng ngoài:
2,53
2,98
(1 0,5. ) (1 0,5.0,3)
tm
te
be
m
m
K
= = =
− −

(mm)
Theo 6.8 [1] lấy trị số tiêu chuẩn
3 ( )
te
m mm
=

Do đó
(1 0,5. ) 3.(1 0,5.0,3) 2,55
tm te be
m m K
= − = − =
(mm)
=> Số răng bánh nhỏ
1
1
70,72
27,7
2,55
m
tm
d
z
m
= = =
=> Chọn
28
1
=
Z

(răng)
Số răng bánh lớn :
2 1 1
. 4,55.28 127, 4z u z
= = =
chọn
2
128Z
=
(răng)
Do đó tỉ số truyền :
2
1
128
4,57
28
m
z
u
z
= = =
-Góc côn chia:
1
1
2
2 1
28
( ) ( ) 12 20'20"
128
90 77 39'40"

o
o o
z
arctg arctg
z
δ
δ δ
= = =
⇒ = − =
- Chiều dài côn ngoài thực:
2 2 2 2
1 2
Re 0,5. . 0,5.3. 28 128 196,5
te
m z z
= + = + =
(mm)
*Chọn hệ số dịch chỉnh chiều cao:
Với bộ truyền bánh răng côn không nên dịch chỉnh => x1=x2=0
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
Điều kiện bền:
(2.5)
Trong đó:

M
Z
:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của cặp bánh răng ăn khớp.Theo 6.5
[1] ta có
1/3
274

M
Z MPa
=
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 14
[ ]
2
1
2
1
2. . . 1
.
0,85. . .
H m
H M H H
m m
T k u
Z Z Z
b d u
ε
σ σ
+
= ≤

H
Z
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng bề mặt tiếp xúc.Theo 6.12 [1]
với
1 2
0x x
= =

ta tra được
1,76
H
Z
=
Z
ε
:Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với răng thẳng
4
3
Z
α
ε
ε
−
=
(2.6)
Với
α
ε
:Hệ số trùng khớp ngang .
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2.( ) 1,88 3,2.( ) 1,74(*)
28 128
4 1,74
0,87
3
z z

Z
α
ε
ε
= − + = − + =
−
⇒ = =

H
k
:Hệ số tải trọng.
. .
H H H HV
k k k k
β α
=
Với:
H
k
β
: Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành răng. Ta có
1,23
H
K
β
=
H
k
α
:Hệ số phân bố tải trọng cho các đôi răng ăn khớp. Vì bánh răng là răng

côn thẳng nên
1
H
k
α
=
.
HV
k
: Hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp.

1
1
. .
1
2. . .
H m
HV
H H
b d
k
T k k
β α
ν
= +
(2.7)
Với:
b: Bề rộng vành răng.
.Re 0,3.196,5 58,95
be

b k
= = =
(mm)
1
( 1)
. . .
m m
H H o
m
d u
g v
u
ν δ
+
=
(2.8)

1 1
. .
3,14.70,72.970
3,6( / )
60000 60000
m
d n
v m s
π
= = =
Theo bảng 6.13 [1] ta được cấp chính xác là 8. Với bánh răng có vát đầu ,HB <
350 tra bảng 6.15 [1] ta được :
H

δ
=0,004 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
o
g
=56 :Hệ số đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 với
m =3
≤
3,55, cấp chính xác 8.
Từ (2.8)
70,72.(4,57 1)
0,004.56.3,6. 7,49
4,57
H
v
+
⇒ = =
Vậy
1
1
. .
7,49.58,95.70,72
1 1 1,11
2. . . 2.120113,4.1,23.1
H m
HV
H H
v b d
K
T K K
β α

= + = + =

=>
. . 1,23.1.1,11 1,365
H H H HV
k k k k
β α
= = =
=>Ứng suất tiếp xúc sẽ là:
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 15
2
2
2.120113, 4.1,365. 4,57 1
274.1,76.0,87. 485,56( )
0,85.58,95.70,72 .4,57
H
MPa
σ
+
= =
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ] [ ]
. . .
H H V R XH
cx sb
Z Z k
σ σ
=
(2.9)

Trong đó :

V
Z
:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc. Với v = 3,6 (m/s) < 5 (m/s), và HB <
350 =>
V
Z
=1.
R
Z
: Hệ số xác động học 6 cần gia công bề mặt đạt Ra =2,5
÷
1,25
m
µ
=>
0,95
R
Z
=
XH
k
: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng, phụ thuộc vào kích thước vòng
đỉnh d
ae
< 700 mm =>
XH
k
=1.

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép sẽ là:
[ ] 518,18.1.0,95.1 492,27( )
H cx
MPa
σ
= =
Ta thấy
[ ] 492,27 485,56
H cx H
MPa MPa
σ σ
= < =
Sai lệch giữa ứng suất thực tế và ứng suất cho phép:
492,27 485,56
[ ]
.100% .100% 1,36% 4%
[ ] 492,27
H H cx
H
H cx
σ σ
σ
σ
−
−
∆ = = = <
Vậy ta chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng theo công thức:
[ ]
2
2

485,56
.Re. 0,3.196,5. 57,35( )
492,27
H
be
H
cx
b k mm
σ
σ
 
 
= = =
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
Chọn
58( )b mm
=
Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Điều kiện bền:

[ ] [ ]
1 1
F2
1 1 2 1 2
1 F1
2. . . . .

Y
; .
0,85. . . Y
F F
F F F F F
nm m
T k Y Y Y
b m d
ε β
σ σ σ σ σ
= ≤ = ≤
(2.10)
Trong đó:
T
1
– là momen xoắn trên trục chủ động, T
1
= 120113.4 (N.mm)
m
nm
– là mô đun pháp trung bình, với bánh răng côn răng thẳng
m
nm
= m
tm
= 2,55 (mm).
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 16
b – là chiều rộng vành răng, b = 58 (mm).
d
m1

– là đường kính trung bình của bánh răng chủ động,
d
m1
=70.72(mm)
-
Y
β
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.Với răng thăng ta có
Y
β
=1.
-
F1
Y
,
F2
Y
: Hệ số dạng răng được tra theo bảng 6.18 [1] theo số răng tương đương.
Số răng tương đương được tính theo công thức :
os
v
z
z
c
δ
=

⇒

1

1 1
1
2
2 1
2
28
28,66 3,8
cos cos(12 20'20")
128
599 3,6
cos cos(77 39'40")
v F
o
v F
o
z
z Y
z
z Y
δ
δ
= = = ⇒ =
= = = ⇒ =
-
1
Y
ε
α
ε
=

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Theo (*)
1
1,74 0,575
1,74
Y
α ε
ε
= ⇒ = =
α
ε
Là hệ số trùng khớp ngang
-
F
k
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn.

. .
F F F FV
k k k k
β α
=
(2.11)
Với : +
F
k
β
: Hê số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành răng. Với
1
.

0,77
2
be
be
K u
K
=
−
tra bảng 6.21 (1) ta được
1,47
F
k
β
=
.
+
F
k
α
: Hệ số phân bố khong đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
khi tính về uốn, với bánh răng thẳng
1
F
k
α
=
.
+
FV
k

: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Với
1
1
. .
1
2. . .
H m
FV
F F
b d
k
T k k
β α
ν
= +
(2.12)
Với:
b: Bề rộng vành răng.
58( )b mm
=
1
( 1)
. . .
m m
H F o
m
d u
g v
u

ν δ
+
=

3,6( / )v m s
=
Theo bảng 6.13 [1] ta được cấp chính xác là 8. Với bánh răng có vát đầu ,HB <
350 tra bảng 6.15 [1] ta được :
F
δ
=0,011 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
o
g
=56 :Hệ số đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 với
m =3 <3,55, cấp chính xác 8.
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 17
70,72.(4,57 1)
0,011.56.3,6. 20,59
4,57
H
v
+
⇒ = =

20,59.58.70,72
1 1,24
2.120113, 4.1,47.1
FV
k⇒ = + =
. . 1,47.1.1,24 1,823

F F F FV
k k k k
β α
⇒ = = =
1
2.120113,4.1,823.0,575.1.3,8
107.63( )
0,85.58.2,55.70,72
F
MPa
σ
= =
2
2 1
1
3,6
. 107,63. 102( )
3,8
F
F F
F
Y
MPa
Y
σ σ
= = =
- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
Ta có:
[ ] [ ]
R .

.Y .Y
F F S XF
k
σ σ
=
(2.13)
Với : +
R
Y
: Hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng.
R
Y 1
=
.
+
Y
S
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu đối với trạng thái
ứng suất.
1,08 0,0695ln( ) 1,08 0,0695ln 2,55 1,014
S
Y m
= − = − =
.
+
XH
k
: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng đến độ bền uốn, phụ
thuộc vào kích thước vòng đỉnh d
ae

< 700 mm =>
XF
k
=0,95.
⇒
1
2
[ ] 267, 43.1.1,014.0,95 257,62( )
[ ] 257,14.1.1,014.0,95 247,70( )
F
F
MPa
MPa
σ
σ
= =
= =
Ta thấy
1 1
2 2
93,89 [ ] 257,62
88,95 [ ] 247,70
F F
F F
MPa
MPa
σ σ
σ σ
= < =
= < =

Vậy răng đảm bảo đủ độ bền về uốn
Kiểm nghiệm quá tải.
Khi làm việc có thể xảy ra hiện tượng quá tải hay quá tải trong quá trình mở máy.
Vì vậy ta cần phải kiểm nghiệm quá tải cho răng.
K
qt
= T
max
/ T
1
= T
mm
/ T
1
= 1,4.T
1
/ T
1
= 1,4
Ứng suất tiếp xúc cực đại :
max max
. 518,18. 1,3 590,82 [ ] 1624( )
bd
H H H
K MPa
σ σ σ
= = = < =
=> Thỏa
mãn yêu cầu đảm bảo không gây biến dạng dư hay gẫy dòn bề mặt tiếp xúc.

Ứng suất uốn cực đại :
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 18
1max 1 max
2max 2 max
. 107.63.1,3 140( ) [ ] 464( )
. 102.1,3 132.6( ) [ ] 464( )
F F bd F
F F bd F
K MPa MPa
K MPa MPa
σ σ σ
σ σ σ
= = = < =
= = = < =
⇒
Thỏa
mãn điều kiện đề phòng biến dạng dư hoặc biến dạng phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng .
Các thông số bộ truyền.
Đường kính trung bình của bánh răng:
d
m1
= Z
1
. m
tm
= 28.2,55= 71,4(mm)
d
m2
= Z

2
. m
tm
= 128.2,55= 326.4(mm)
Đường kính chia ngoài của bánh chủ động và bị động:
d
e1
= m
te
. Z
1
= 3.28 =84(mm)
d
e2
= m
te
. Z
2
= 3.128 =384(mm)
Chiều cao răng ngoài :
2. .
e te te
h h m c
= +
cos cos0 1
0,2. 0,2.3 0,6
te m
te
h
c m

β
= = ° =
= = =
2.1.3 0,6 6,6( )
e
h mm
⇒ = + =
Chiều cao đầu răng ngoài:
1 1
2 1
( .cos ). (1 0.1).3 3( )
2. . 2.1.3 3 3 ( )
ae te n m te
ae te te ae
h h x m mm
h h m h mm
β
= + = + =
= − = − =
Chiều cao chân răng ngoài:
1 1
2 2
6,6 3 3,6 ( )
6,6 3 3,6( )
fe e ae
fe e ae
h h h mm
h h h mm
= − = − =
= − = − =

Đường kính đỉnh răng ngoài:
1 1 1 1
2 2 2 2
2. .cos 84 2.3.cos12 20'20'' 78,14( )
2. .cos 384 2.3.cos77 39'40'' 382,72 ( )
ae e ae
ae e ae
d d h mm
d d h mm
δ
δ
= + = − ° =
= + = − ° =
Chiều rộng vành răng:b=58
*Bảng các thông số cơ bản bộ truyền cấp nhanh.
Thông số Giá trị đơn vị
R
e
196,5 Mm
m
te
3 Mm
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 19
b
w
58 Mm
U
m
4,57 Mm
Z

1
28 Răng
Z
2
128 Răng
X
1,
X
2
0

d
m1
71,4 Mm
d
m2
326,4 Mm
d
e1
84 Mm
d
e2
384 Mm
h
e
6,6 Mm
h
ae1;
h
ae2

3 Mm
1
δ
;
2
δ

12 20'20''
°
;
77 39'40''
°
d
ae1
78,14 Mm
d
ae2
382,72 Mm
II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ:
I .Chọn vật liệu:
Bộ truyền chịu tải nhẹ, tải không đổi và do không có yêu cầu đặc biệt về cơ
tính nên ta chọn vật liêu sau:
- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192-240. Có
MPa
b
750
3
=
σ
,

MPa
ch
450
3
=
σ
, HB=205.
- Bánh lớn : thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB = 170-217. Có
MPa
b
600
4
=
σ
,
MPa
ch
340
4
=
σ
, HB=190.
2.Xác định ứng suất cho phép:
a.Ứng suất tiếp cho phép:
Ứng suất tiếp cho phép được tính theo công thức:

[ ]
lim
. . . .
o

H
H R V xH HL
H
Z Z K K
S
σ
σ
=
(2.15)
Trong đó:
R
Z
:Hệ số xét đến ảnh hương độ nhám của mặt răng làm việc.
V
Z
:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 20
xH
K
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
H
S
:hệ số an toàn. Tra bảng 6.2 [1] ta co
H
S
= 1,1
lim
o
H
σ

:Úng suất tiếp xúc ứng với chu kì cơ sở.
Theo bảng 6.2 (1) ta có:
lim
o
H
σ
=2HB+70
=>
3lim
4lim
2.205 70 480( )
2.190 70 450( )
o
H
o
H
MPa
MPa
σ
σ
= + =
= + =

HL
K
: Hệ số tuổi thọ .
H
HO
m
HL

HE
N
K
N
=
HO
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về độ bền tiếp xúc.
2,4 2,4 7
3 3
2,4 2,4 7
4 4
30( ) 30.205 1,06.10
30( ) 30.190 0,88.10
HO
HO
N HB
N HB
= = =
= = =
HE
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.Vì tải không đổi, quay một
chiều nên ta có :

60. . .
HE
N c n t
∑
=

(2.16)
Với :
c: số lần ăn khớp trong một vòng quay. c=1.
n: Số vòng quay trên các trục:
213,19
II
n
=
(vòng/phút)

76,41
III
n
=
(vòng/phút)
t
∑
: Tổng số giờ làm việc giờ
.0, .365
5 5 .24.0,5 10950
t
Σ
= =
giờ
Vậy
8
3
8
4
60.1.213,19.10950 1,4.10

60.1.76,41.10950 0,5.10
HE
HE
N
N
= =
= =
Ta thấy
44
33
HOHE
HOHE
NN
NN
>
>
Nên ta chọn
44
33
HOHE
HOHE
NN
NN
=
=
=>
1
43
==
HLHL

KK
Trong bước tính thiết kế,sơ bộ lấy
. .
R V xH
Z Z K
.K
HL
=1
=>
H
o
H
H
S
lim
][
σ
σ
=
=>
3lim
3
4lim
4
480
[ ] 436,36( )
1,1
450
[ ] 409,1( )
1,1

o
H
H
H
o
H
H
H
MPa
S
MPa
S
σ
σ
σ
σ
= = =
= = =

Vì đây là cặp bánh răng trụ răng nghiêng nên ta chọn
3 4
[ ] [ ]
436,36 409,1
[ ] 422,73( )
2 2
H H
H sb
MPa
σ σ
σ

+
+
= = =
b.Ứng suất uốn cho phép:
Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 21
[ ]
lim
. . . . .
o
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.
F

S
:hệ số an toàn. Tra bảng 6.2 [1] ta có
F
S
= 1,75
lim
o
F
σ
:Úng suất uốn ứng với chu kì cơ sở.
Theo bảng 6.2 (1) ta có:
lim
1,8
o
F
HB
σ
=
=>
3lim
4lim
1,8.205 369( )
1,8.190 342( )
o
F
o
F
MPa
MPa
σ

σ
= =
= =

FC
K
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.Vì tải đặt một phía nên
1
FC
K
=

FL
K
: Hệ số tuổi thọ .
H
FO
m
FL
FE
N
K
N
=
HO
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về độ bền uốn.Với mọi loại
thép ta đều có
6
4.10

HO
N
=

Vì N
HF
= N
FE
nên ta chọn N
FE3
= N
FE4
= N
FO
=>
1
43
==
FLFL
KK

Trong bước tính thiết kế,sơ bộ lấy
. . 1
R S XF
Y Y K
=
Nên ta có :
[ ]
lim
.

o
F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
=
=>
3lim
3 3
4lim
4 4
369
[ ] . . .1.1 210,86( )
1,75
342
[ ] . . .1.1 195,43( )
1,75
o
F
F FC FL
F
o
F
F FC FL
F
K K MPa
S

K K MPa
S
σ
σ
σ
σ
= = =
= = =

c.Ứng suất cực đại khi quá tải:
- Ứng suất tiếp xúc cực đại khi quá tải :
[ ]
ax
2,8
H ch
M
σ σ
=
)(952340.8,28,2][
)(1260450.8,28,2][
44
33
MPa
MPa
chMaxH
chMaxH
===
===
σσ
σσ

-Ứng suất uốn cực đại khi quá tải:
[ ]
ax
0,8
F ch
M
σ σ
=
)(272340.8,08,0][
)(360450.8,08,0][
44
33
MPa
MPa
chMaxF
chMaxF
===
===
σσ
σσ
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 22
3.Xác định các thông số bộ truyền:
a. Xác định khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a [1] ta có:

[ ]
2
3
w
2

.
( 1)
. .
h
a
H ba
T k
a K u
u
β
σ ψ
= +
(2.17)
+
a
K
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng.Với cặp bánh răng
nghiêng làm bằng thép, theo bảng 6.5 [1] ta có
1/3
43
a
K MPa
=
+
2
T
: Mômen xoắn trục chủ động.
2
514254,89T
=

(N.mm).
+
[ ]
H
σ
: Ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ] 422,73( )
H
MPa
σ
=
.
+
w
w
a
ba
b
ψ
=
:Hệ số chiều rộng, trong đó b
là
chiều rộng vành rằng; Theo bảng 6.6 [1]
ta có
5,03,0
÷=
ba
ψ
. Chọn
0,4

ba
ψ
=
.
+u: Tỉ số truyền: u=u
2
=2,79.
+
h
k
β
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về ứng suất tiếp xúc.
Theo công thức 6.16 [1] ta có:
0,5 ( 1) 0,5.0,4.(2,79 1) 0,758
bd ba
u
ψ ψ
= + = + =
Theo bảng 6.7 [1] ta có :
1,05; 1,12
H F
k k
β β
= =
3
2
514254,89.1,05
43.(2.79 1). 227,14( )
422,73 .2,79.0,4

w
a mm
⇒ = + =
Chọn
235
w
a
⇒ =
(mm).
b. Xác định các thông số ăn khớp:
Theo công thức 6.17 [1] ta có môđun
(0,01 0,02) (0,01 0,02).235 2,35 4,70
w
m a
= ÷ = ÷ = ÷
.
Theo bảng 6.8 [1] ta chọn modul pháp
3
=
m
.
Chọn sơ bộ
o
15
=
β
,theo 6.31 [1] ta tính được số răng bánh nhỏ là:
3
2. .cos
2.235.cos15

39,9
.( 1) 3.(2,79 1)
o
w
a
z
m u
β
= = =
+ +
Chọn z
3
=40.
Số răng bánh răng lớn:
4 3
. 2,79.40 111,6z u z
= = =
Chọn
4
112z
=
.
Do đó tỉ số truyền sẽ là:
4
3
112
2,8
40
m
z

u
z
= = =
Theo công thức 6.18 [1] :
3 4 3 4
( ) .( )
3.(40 112)
cos 0,970
2.cos 2. 2.235
w
w
m z z m z z
a
a
β
β
+ +
+
= ⇒ = = =
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 23
=>
cos(0,988) 14 1'11"
o
arc
β
= =
nằm trong khoảng (8
o
÷
20

o
).
c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
* Theo công thức 6.33 [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc
2 2
2
w 2 w3
2. . .( 1)
. .
H
H M H
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ
+
=
(2.18)
Trong đó:
+
w
b
:Chiều rộng răng, từ công thức
. 235.0,4 94( )
w
ba w w ba
w
b
b a mm

a
ψ ψ
= ⇒ = = =
+
M
Z
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu các bánh răng ăn khớp, Theo bảng 6.5 [1]
ta có
1/3
274
M
Z MPa
=
+
H
Z
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Theo 6.35 [1]
βαβ
tgtg
tb
.cos
=
Với
t
α
=
20
20 33'48"
cos cos(14 1'11")

o
o
tw
o
tg tg
artg artg
α
α
β
 
 
= = =
 ÷
 ÷
 
 
=>
cos . cos(20 33'48"). (14 1'11") 0,234
o o
b t
tg tg tg
β α β
= = =
=>
13 9'31"
o
b
β
=
Theo công thức 6.34 [1]

2.cos
2.cos(13 9'31")
1,72
sin 2 sin(2.20 33'48")
o
b
H
o
tw
Z
β
α
= = =
+
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
- Theo công thức 6.37 [1] ta có:
.sin
94.sin(14 1'11")
2,42 1
. 3,14.3
o
w
b
m
β
β
ε
π

= = = >
- Theo công thức 6.36c [1] ta có :
α
ε
ε
1
=Z
Với
3 4
1 1 1 1
[1,88 3, 2.( )]cos [1,88 3, 2.( )]cos(14 1'11") 1,72
40 112
o
z z
α
ε
= − + β = − + =
1
0,76
1,72
Z
ε
⇒ = =
+
H
K
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, theo công thức 6.39 [1]
. .
H H H Hv
K K K K

β α
=
Với :
-
1,05
H
K
β
=
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 24
-
H
K
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp.
Theo công thức 6.40 [1]
w3 2
. .
60000
d n
v
π
=
(2.19)
Theo bảng 6.11 [1]
3
2.

2.235
123,68( )
1 2,8 1
w
w
m
a
d mm
u
= = =
+ +
3,14.123,68.213,19
1,38( / ) 4( / )
60000
v m s m s⇒ = = <
Theo bảng 6.13 [1] ta tra được bánh răng có cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14
[1] ta được
1,13
H
K
α
=
.
-
Hv
K
:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo công thức
6.41 [1] ta có:
w w3
2

. .
1
2. . .
H
Hv
H H
b d
K
T K K
α β
ν
= +
(2.20)
Trong đó theo 6.42 [1]
w
a
. . .
H H o
m
g v
u
ν δ
=
(2.21)
Với : v = 1,413 (m/s) ;
H
δ
: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra
bảng 6.15 [1] ta có
0,002

H
δ
=
;
o
g
: Hệ số kể đén ảnh hưởng của sai lệch các
bước răng bánh 1 và 2, theo bảng 6.16 [1]
73
o
g
=
.
235
. . . 0,002.73.1,38. 1,85
2,8
w
H H o
m
a
v g v
u
δ
⇒ = = =
1,85.94.123,68
1 1,018
2.514254,89.1,13.1,05
Hv
K⇒ = + =
Vậy

. . 1,05.1,13.1,018 1,21
H H H Hv
K K K K
β α
= = =
Vậy ta được ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc là:
2
2.514254,89.1,21.(2,8 1)
274.1,72.0,76. 388,2( )
94.2,8.123,68
H
MPa
σ
+
= =
* Xác định chính xác ứng suất cho phép:
Theo 6.1 [1] với v= 1,38 < 5 m/s ,
1
V
Z
=
; Với cấp chính xác động học
là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ
nhám
)(25,15,2 mR
a
µ
÷=
, do đó
0,95

R
Z
=
;với d
a
< 700 mm,
1
xH
K
=
, do đó theo
công thức 6.1 và 6.1a [1]:
[ ] [ ] . . . 422,73.1.0,95.1 401,6( )
H CX H sb V R xH
Z Z Z MPa
σ σ
= = =
Ta thấy
[ ] 440,46 388,2
H CX H
MPa MPa
σ σ
= > =
và
401,6 388.2
[ ]
.100% .100% 3,3% 4%
[ ] 401,6
H CX H
H

H CX
σ σ
σ
σ
−
−
∆ = = = <
, vì vậy ta không cần
TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN 25