thiết kế đồ án chi tiết máy

§å ¸n m«n häc
Lời Nói Đầu
Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển như vũ bão, mang lại những lợi ích
cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao đời sống
nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng
như trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm
tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá.
Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển
nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò
quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ
cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần
đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời
phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá
theo dây truyền trong sản xuất .
Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng Em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật
Công Nghiệp - Thái Nguyên nói riêng và những sinh viên của các trường kỹ thuật
nói chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau
dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng
góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước
trong thế kỷ mới .
Qua đồ án này Em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp Em hiểu
rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn
chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa có nên đồ án của Em không tránh khỏi
những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn và các
Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của Em được hoàn thiện hơn .
Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô
trong khoa và bộ môn Nguyên Lý Máy - Chi Tiết Máy trường Đại Học Kỹ Thuật
Công Nghiệp.
Ngày 02 tháng 06 năm 2011
Sinh viên
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

1
§å ¸n m«n häc
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

2
§å ¸n m«n häc
PHẦN I
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
I . Phân tích và trình bày cơ sở tính toán của sơ đồ cấu trúc:

 Chuyển động từ động cơ 1 thông qua khớp nối 4 đến trục I và qua các trục
II,III nhờ sự ăn khớp của các cặp bánh răng 2,3 đến khớp nối 5 truyền ra xích
tải 6 truyền công xuất ra ngoài để thực hiện các công việc cần thiết.
 Do vậy, khi tính toán để chọn động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế phải dựa
vào các tiêu trí : công suất, số vòng quay đồng bộ, yêu cầu về quá tải,
phương pháp mở máy và lắp đặt động cơ, nhưng ở đây ta dựa vào hai tiêu
chí chủ yếu sau:
P
đc
≥ P
ct
n
đb
≅ n
sb
 Mặt khác, khi phân phối tỷ số truyền ta có thể dựa vào nhiều tiêu chí khác nhau
như :
 Xuất phát từ các yêu cầu về công nghệ.
 Về kích thước và khối lượng gọn nhẹ.
 Về vấn đề bôi trơn các bánh răng ăn khớp.
nhưng tất cả các phương pháp này đều dựa vào điều kiện: các cấp bánh răng trong
hộp cần có khả năng tải tiếp xúc như nhau. Đồng thời, trong đồ án này thì tiêu trí
về bôi trơn tốt nhất là quan trọng hơn cả nên ta xuất phát từ tiêu chí này để phân
phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc.
II.Chon động cơ điện:
1.Chọn kiểu loại động cơ:
 Với hệ dẫn động xích tải dùng với các hộp giảm tốc ta ta chọn loại động cơ
điện ba pha không đồng bộ rô to ngắn mạch vì những lý do sau:
 Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.
 Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công nghiêp.

 Giá thành tương đối thấp và dễ kiếm.
 Không cần điều chỉnh vận tốc .
 Hiệu suất và hệ số công suất không cần cao.
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

3
§å ¸n m«n häc
2 . Chọn công suất động cơ
Động cơ được chọn phải có công suất P
đc
và số vòng quay đồng bộ thoả mãn điều
kiện :
P
đc
≥ P
ct
n
đb
≅ n
sb
+) Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức(2.8)[1]:
P
ct
=
∑
η
t
P
Trong đó:
 P

ct :
là công suất cần thiết trên trục động cơ
 P
t :
là công suất tính toán trên
 n trục máy công tác
 η
Σ
: hiệu suất truyền động chung của toàn hệ thống
η
Σ
= η
1
.η
2
.η
3

Tra bảng 2.3 [1], ta có:
 η
1
: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ η
n
BR
= 0,97
 η
2
: Hiệu suất một cặp ổ lăn η
Ô
= 0,99

 η
3
: Hiệu suất

khớp nối η
KN
= 1
mà hiệu suất chung của trạm dẫn động:
4
0
2

ηηηη
brk
=
∑
⇒ η
Σ
= 1.0,97
2
.0,99
4
= 0,9
 Trong trường hợp tải không đổi thì công suất tính toán là công suất làm việc
trên trục máy:

)(31,7
1000
7,1.4300
1000

.
KW
vF
PP
t
ct
lvt
====
Trong đó :
F
lv
- là công suất trên đĩa xích, Kw.
F
t
- là lực kéo trên xích tải, N.
V - là vận tốc băng tải hoặc xích tải, m/s.
⇒ Công suất cần thiết trên trục động cơ là: P
ct
=
∑
η
t
P
=
9,0
31,7
= 8.1(Kw)
Như vậy, động cơ cần chọn phải có công suất lớn hơn hoặc ít nhất bằng 8,1 KW.
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

4
§å ¸n m«n häc
3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Khi số vòng quay đồng bộ của động cơ càng tăng thì khuôn khổ, khối lượng
vì giá thành giảm (vì số đôi cực giảm) trong khi đó hiệu suất và hệ số công suất
(cosϕ) càng tăng. Vì vậy người sử dụng muốn có số vòng quay cao.
Tuy nhiên dùng động cơ với số vòng qua cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn,
tác là phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỷ số truyền lớn hơn. Do đó kích thước,
khối lượng bộ truyền lớn. Vì vây khi thiết kế phải phối hợp cả hai yếu tố trên, đồng
thời căn cứ vào sơ đồ hệ thống dẫn động cần thiết để chọn số vòng quay thích hợp
cho động cơ. Theo tiêu chuẩn có các số vòng qua: 3000v/ph; 1500v/ph; 1000v/ph;
750v/p; 600v/ph; 500v/ph
 Số vòng quay của trục công tác là :
n
CT
= =
1,38.25
7,1.10.60
3
= 107,1 (vg/ph)
Trong đó:
 v - là vận tốc xích tải; v = 1,7(m/s)
 z - là số răng đĩa xích tải; z = 25(răng)
 t - là bước xích của xích tải; t =38.1(mm)
+ Chọn η
db
phải thoả mãn điều kiện:

ct
db

sb
U
η
η
=
∈ U
∑
nd
Trong đó:
η
ct
: Số vòng quay trên trục công tác
η
db
: Số vòng quay đồng bộ của động cơ
U
∑
nd
: tỷ số truyền nên dùng.
+ Số vòng quay của trục công tác
)/(1,107
1,38.25
7,1.10.60
.
.10.60
33
phv
tz
V
n

ct
===
+ Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
)/(1500
2
50.60.60
phv
p
f
n
db
===
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

5
§å ¸n m«n häc
mà p là số đôi cực tra bảng 1.1 ta có 2p=4 ⇒p=2
(kể đến sự trượt n
đb
=1450 (v/p))
⇒ tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống xác định.
54,13
1,107
1450
===
ct
db
sb
U
η

η
Mà hộp giảm tốc 2 cấp có tỷ số truyền trong khoảng (8÷40) Bộ truyền xích
bên ngoài hộp giàm tốc tỷ số truyền nên dùng trong khoảng (1,5÷5)
U
∑
nd
= U
nd
. U
nd
xích
= (80÷40). (1,5÷5) = 12÷200
Vậy ta chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ :
η
db
= 1500v/ph ( Vì U
sb
=14 ∈U
∑
nd
(12÷200)
4. Chọn động cơ thực tế:
Căn cứ vào công suất đẳng trị
dbdc
dc
ct
dc
dm
Pp
ηη

≈≥ ;
Theo bảng P1.3 các thông số kỹ thuật của động cơ 4A ta chọn được động cơ
4A132M4Y3
Bảng thông số kỹ thuật của động cơ điện 4A132M4Y3
Kýhiệu
Công
suất
P(KW)
Vận tốc
quay
N(v/ph)
Cosϕ η%
T
max
/T
dn
T
k
/T
dn
4A132M4Y3 11 1458 0,87 87,5 2,2 2
5. Kiểm tra điều kiện quá tải, điều kiện mở máy 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 đủ 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
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

6
§å ¸n m«n häc
Trong đó :
 P: Công suất mở máy của động cơ.
P
dc
mm
=
dn
K
T
T
.P
đc
= 2.11 = 22 (Kw)
 P
dc
bd
: Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (Kw)
P
dc
bđ
= P
ct
.k
bd
= 8,1. 1,3= 10,53 (Kw)

Vậy P
dc
mm
≥ P
dc
bd
thỏa mãn điều kiện mở máy.
b. Kiểm nghiệm điều kiện quá tải cho động cơ:
Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần
kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ.
⇒ Như vậy động cơ 4A132M4Y3 đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc đã
đặt ra.
II . PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :
1.Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp:
Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống xác đinh theo công thức:
6,13
1,107
1458
===
∑
ct
dc
U
η
η
Trong đó:
η
dc
: số vòng quay của động cơ n
dc

= 1458 v/ph
n
ct
: là số vòng quay của trục công tác n
ct
= 107,1 v/ph
Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp
U
∑
= U
1.
U
2
.U
3
…
Với U
1
,U
2
.U
3
là tỷ số truyền các bộ truyền trong hệ thống.
Hệ dẫn động gồm bộ truyền bánh răng 2 cấp nối với 1 bộ truyền ngoài hộp.
U
∑
= U
ng
. U
h

Trong đó:
Trong đó:
+u
ng
: là bộ truyền ngoài(qua khớp nối nên u
ng
=1)
+ u
h
là bộ trong của hộp giảm tốc
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

7
§å ¸n m«n häc
2. Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp.
Vớí hộp giảm tốc 2 cấp ta có:
U
h
= U
1
. U
2
Trong đó: u
1
là tỷ số truyền cấp nhanh
u
2
là tỷ số truyền cấp chậm
u
2

=
625,26,13.1,1.1,1
3
3
==
h
u
⇒
18,5
625,2
6,13
1
==u
III . XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC :
 Dựa vào công suất cần thiết của động cơ và sơ đồ hệ dẫn động ta tính các trị
số của công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.
1.Tốc độ quay của các trục:
 Số vòng quay trên trục số I :
( )
phvnn
đcI
/1458==

 Số vòng quay trên trục số II :
( )
phv
u
n
n
I

II
/5,281
18,5
1458
1
===

 Số vòng quay trên trục III :
( )
phv
u
n
n
II
II
III
/2,107
625,2
5,281
===

 Số vòng quay trên trục công tác:
( )
phvnn
IIIct
/2,107==

2.Tính công suất trên các trục :
Với sơ đồ tải trọng không đổi ta có :
Công suất danh nghĩa trên trục động cơ là :

)(1,8
9,0
31,7
Kw
n
P
PP
lv
ct
lv
đcdc
====
Σ

 Công suất danh nghĩa trên trục số I :
)(23,71.9,0.31,7 KwPP
KNOCTI
===
ηη
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

8
§å ¸n m«n häc
 Công suất danh nghĩa trên trục số II :
)(94,699,0.97,0.23,7 KwPP
OBRIII
===
ηη
 Công suất danh nghĩa trên trục số III :

)(67,699,0.97,0.94,6 KwPP
OBRIIIII
===
ηη
 Công suất danh nghĩa trên trục công tác:
)(4,699,0.97,0.67,6 KwPP
XTKNOIIICT
===
ηηη
3 . Tính mômen xoắn :
Mômen xoắn trên các trục được xác định theo công thức :
T = 9,55.10
6
i
i
n
P
 Mômen xoắn trên trục động cơ là:

)(5,53055
1458
1,8
.10.55,9.10.55,9
66
Nmm
n
P
T
đc
đc

đc
===

 Mômen xoắn trên trục số I :

)(47357
1458
23,7
.10.55,9.10.55,9
66
Nmm
n
P
T
I
I
I
===
 Mômen xoắn trên trục số II :

)(3,235442
5,281
94,6
.10.55,9.10.55,9
66
Nmm
n
P
T
II

II
II
===
 Mômen xoắn trên trục III :
)(4,594202
2,107
67,6
.10.55,9.10.55,9
66
Nmm
n
P
T
III
III
III
===
 Mômen xoắn trên trục công tác:

)(3,570194
2,107
4,6
.10.55,9.10.55,9
66
Nmm
n
P
T
CT
CT

CT
===
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

9
§å ¸n m«n häc
4. Lập bảng kết quả

Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này, ta
lập bảng thống kê các kết quả đã tính toán như trong bảng 1.1. sau đây
Bảng 1.1. Các kết quả tính toán động lực học các trục
Thông số trục Tỷ số truyền
Công suất P
(KW)
Số vòng quay
n(v/ph)
Mômen xoắn
T (Nmm)
Động cơ
1
8,1 1458 53055,5
Trục I 7,23 1458 47357
2,625
Trục II 6,94 281,5 235442,3
5,18
Trục III 6,67 107,2 594202,4
1
Trục công tác 6,4 107,2 570194,3
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

10
§å ¸n m«n häc
PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN CƠ KHÍ
1. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh:
1.1 Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và tải trọng làm việc là không đổi nên ở đây
ta chọn vật liệu cho 2 bánh răng của bộ truyền cấp nhanh là thép nhóm I có độ rắn
HB < 350; và chọn cặp vật liệu cho bộ truyền cấp nhanh là như nhau với lưu ý rằng
bánh răng nhỏ có độ rắn lớn hơn độ rắn bánh răng lớn từ 10 đến 15 đơn vị.
Tra bảng (6.1)[1] ta có:
- Bánh nhỏ 1:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 - 285 có σ
b1
= 850 Mpa
σ
ch1
= 580 Mpa
- Bánh lớn 2:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 238 - 255 có σ
b2
= 750 Mpa
σ
ch2
= 450 Mpa
1.2 Ứng suất cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
], ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác định

theo công thức.
[σ
H
] = σ
o
Hlim
.K
HL
. Z
R
.Z
V
.K
XH
/ S
H
(1)
[σ
F
] = σ
o
Flim
. K
FC
. K
FL
.Y
R
/ S
F

(2)
 σ
o
Hlim
, σ
o
Flim
:ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở.
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
702
0
lim
+= HB
H
σ
,S
H
=1,1 ;
HB
F
8,1
lim
=
σ
;S
F
=1,78
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1

=2,độ rắn bánh lớn HB
2
=220
σ
Hlim1
= 2.HB + 70 = 2.285+70 = 640(MPa)
σ
Flim1
=1,8.HB =1,8.285= 513(MPa)
σ
Hlim2
= 2.HB + 70 = 2.255+70=580(MPa)
σ
Flim2
=1,8.HB =1,8.255=459(MPa)
 K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
K
FC
= 1 do bộ truyền quay 1 chiều;
 K
HL
,K
FL
: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:
K
HL
=

H
m
HE
HO
N
N
K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N
+)
FH
mm ,
: Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Khi độ rắn mặt răng HB<= 350 thì
6==
FH
mm
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

11
§å ¸n m«n häc
+)
FOHO
NN ,

: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc,
ứng suất uốn.

4,2
.30
HBHO
HN =

74,2
1
10.34,2285.30 ==
HO
N

74,2
2
10.789,1255.30 ==
HO
N
Đối với thép 45:
FO
N
= 4.10
6

FEHE
NN ,
: Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương.
∑
== tncNN

FEHE
60
Với: c, n, t
Σ
: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.

7
11
10.8,128,0.365.5.1458.1.60 ===
FEHE
NN
7
7
1
1
2
10.5,2
18,5
10.8,12
===
u
N
N
FE
HE
Ta thấy:
FOFE
HOHE
HOHE

NN
NN
NN
>
>
>
2
22
11
;
Ta lấy :
FOFE
HOHE
HOHE
NN
NN
NN
=
=
=
2
22
11

⇒ K
HL
= 1; K
FL
= 1
 S

H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
Theo bảng 6.2[1] ta có:
S
H
= 1,1; S
F
= 1,78 ;
 Z
R
= 1 hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng.
 Z
V
= 1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng.
 K
XH
= 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
 Y
R
= 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Thay các tham số vào (1), (2) ta có:
[σ
H1
] = 640.1.1.1/1,1 = 581,82 (MPa)
[σ
H2
] = 580.1.1.1/1,1 = 527,27 (MPa)
[σ

H
] = ([σ
H1
] + [σ
H2
] )/2 = 554,55 (MPa)
Mặt khác: [σ
H
]
≤
1,25.[σ
H
]
min
=1,25.527,27=659
⇒
Vậy giá trị trung bình [σ
H
] không vượt quá 1,25.[σ
H
]
min
.
[σ
F1
] = 513.1.1/1,78 = 288,2 (MPa)
[σ
F2
] = 459. 1/1,78 = 257,87 (MPa)
* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

12
§å ¸n m«n häc
[σ
H1
]
Max
= 2,8.σ
ch1
= 2,8 .580 = 1624 (MPa)
[σ
H2
]
Max
= 2,8.σ
ch2
= 2,8 .450 =1260 (MPa)
* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[σ
F1
]
Max
= 0,8.σ
ch1
= 0,8.580 = 464 (MPa)
[σ
F2
]
Max

= 0,8.σ
ch2
= 0,8.450 = 360 (MPa)
1.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:
Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục a
w
. Nó được xác
định theo công thức (6.15a)[1]:

[ ]
3
1
2
1
11

.
).1.(
baH
HB
aW
u
KT
uKa
ψσ
±=
(3)
Trong đó:
 Dấu (+) khi bộ truyền ăn khớp ngoài, dấu (-) khi bộ truyền ăn khớp
trong.

 Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
Tra bảng 6.5 (TTTKHDĐCK) ta có: Ka = 43 Mpa
1/3
 T
1
: Mô men xoắn trên trục bánh chủ động; T
1
= 47357(Nmm)
 [σ
H
]: ứng suất tiếp xúc cho phép; [σ
H
] = 554,55 MPa
 u: Tỉ số truyền của bộ truyền; u = 5,18
 ψ
ba
:Hệ số chiều rộng bánh răng.
Tra bảng 6.6 (TTTKHDĐCK) ta có: ψ
ba
= 0,3
 K
HB
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Ta có: ψ
bd
= 0,5. ψ
ba
( u +1) = 0,5.0,3(5,18 + 1) = 0,927
Tra bảng 6.7 (TTTKHDĐCK) ta có K

H
β
= 1,12
Thay các giá trị đã tính vào (3) ta có:


)(7,127
3,0.18,5.55,554
12,1.47357
).118,5.(43
3
2
1
mma
w
=+=
Chọn a
W1
= 130 (mm)
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

13
§å ¸n m«n häc
1.4 Xác định các thống số ăn khớp
a) Xác định modun:
Sau khi xác định được khoảng cách trục a
w
ta có thể tính môđun theo công
thức sau:
m = (0,01 I0,02)a

w
= (0,01I0,02)130 = 1,3I2,6 mm
Tra bảng 6.8 (TTTKHDĐCK )ta chọn m = 1,5
b) Xác định số răng Z, góc nghiêng
β
, hệ số dịch chỉnh x:
Giữa khoảng cách trục a
w
, số răng bánh nhỏ Z
1
, số răng bánh lớn Z
2
, góc
nghiêng β của răng và modun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liện hệ với nhau theo
công thức:
( )
1 2
w
m Z +Z
a = (4)
2cosβ
- Chọn trước góc nghiêng β = 15
0
- Từ (4) ta suy ra số răng của bánh nhỏ:
09,27
)118,5.(5,1
15cos.130.2
)1.(
cos 2
1

1
=
+
=
+
=
o
w
um
a
Z
β
(răng)
Chọn Z
1
= 27 (răng)
Vậy số răng bánh lớn là :
Z
2
= u
1
.Z
1
= 5,18.27 = 139,86 (răng)
⇒
Z
2
= 140(răng)
Tính lại: tỷ số truyền thực là:
1852,5

27
140
1
==u
Tổng số răng: Z
t
= Z
1
+Z
2
= 27 + 140 = 167 (răng)
- Tính lại góc nghiêng β:

9635,0
130.2
167.5,1
.2
. ===
w
t
a
Z
mCos
β
0
54,15=⇒
β
- Với góc nghiêng β như vậy, ta không cần dịch chỉnh bánh răng để đảm bảo
khoảng cách trục cho trước.
- Chiều rộng vành răng :

)(39130.3,0
11
mmab
wbaw
===
ψ
Chọn b
w1
= 39 (mm)
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

14
§å ¸n m«n häc
1.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện (6.33)
(TTTKHDĐCK ).

[ ]
H
ww
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=

2
11
11

)1.( 2

(5)
Trong đó:
 Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5 [ I ] ta có: Z
M
= 274 (MPa
1/3
)
 Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

).2sin(
cos.2
tw
b
H
Z
α
β
=
β

b
: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tg
β
b
= cos α
t
.tg
β
Đối với cặp bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:
α
t
= α
W
=
cos
tg
arctg
α
β
 
 ÷
 
Chọn α =20
0
;
twt
tg
arctg
αα

===
0
0
7,20)
54,15cos
20
(
tg
β
b
= cos 20,7.tg 15,54 = 0,26 ⇒ β
b
= 14,58
0
⇒
711,1
)7,20.2sin(
58,14cos.2
==
H
Z

• Z
ε
:Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định thông qua ε
β
, ε
α
:
ε

α
:Hệ số trùng khớp ngang.
ε
α

= [1,88 – 3,2.(1/ Z
1
+ 1/ Z
2
)]. cos
β
ε
α

= [1,88 – 3,2.(1/ 27 + 1/ 140)]. Cos15,54= 1,675
⇒
773,0
675,1
11
===
α
ε
ε
Z

 K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K
H

= K
H
β
.K
H
α
.K
HV
+) K
H
β
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng
Tra bảng 6.7 (TTTKHDĐCK )ta có: K
H
β
= 1,12.
+) K
H
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp.
Tính đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
036,42
11852,5
130.2
1
2
1
1
=

+
=
+
=
m
w
w
U
a
d
(mm)
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

15
§å ¸n m«n häc
Vận tốc vòng:
)/(207,3
10.60
1458.036,42.14,3
10.60

33
11
sm
nd
V
w
===
π
Tra bảng 6.13(TTTKHDĐCK ) bộ truyền dùng cấp chính xác 9.

Tra bảng 6.14(TTTKHDĐCK )ta có K
H
α
= 1,16;
 K
HV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
H w w1
HV
1 Hβ Hα
ν .b .d
K =1+
2.T .K .K
w
H H 0
1
a
ν =δ .g .v.
u
δ
H
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15(TTTKHDĐCK )ta có: δ
H
= 0,002
g
0
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2.
Tra bảng 6.16 (TTTKHDĐCK )ta có: g
0

= 73
⇒
344,2
1852,5
130
.207,3.73.002,0 ==
H
v
⇒
031,1
16,1.12,1.47357.2
036,42.130.3,0.344,2
1 =+=
HV
K
⇒
399,1031,1.16,1.12,1 ==
H
K
Thay số vào công thức (5) ta có:
)(93,536
036,42.1852,5.130.3,0
)11852,5.(339,1.47357.2
.773,0.711,1.274
2
Mpa
H
=
+
=

σ
* Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép.
[σ
H
]
CX
= [σ
H
].Z
V
.Z
R
.K
HX
 Với v = 3,205 (m/s) < 5 (m/s), chọn Z
v
= 1
 K
HX
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. K
HX
= 1
Vì cấp chính xác động học là 8 và chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó
cần gia công đạt độ chính xác với độ nhám R
a
= (2,5 1,25)µm. Do đó Z
R
= 0,95
[σ
H

]
CX
= 554,5.1.1.0,95=527 (MPa)
Sự chênh lệch giữa σ
H
và [σ
H
]
[ ]
[ ]
o
o
o
o
CX
H
H
CX
H
H
884,1100.
527
93,536527
100.
0
0
−=
−
=
−

=∆
σ
σσ
σ
<
o
o
4
Vậy bộ truyền được thiết kế thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

16
§å ¸n m«n häc
1.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được
vượt quá một giá trị cho phép, theo công thức (6.43) (TTTKHDĐCK )ta có:

[ ]
1 Fε β F1
F1 F1
w w1 n
2.T .K .Y .Y .Y
σ = σ (6)
b .d .m
≤

[ ]
F1 F2
F2 F2
F1

σ .Y
σ = σ (7)
Y
≤
Trong đó:
+) T
1
: Mô men xoắn trên trục chủ động. T
1
= 47357 Nmm
+) m
n
: Mô đun pháp. m
n
= 1,5
+) b
W1
: Chiều rộng vành răng. b
w1
= 39mm
+) d
W1
: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. d
w1
= 42,036 mm
+) Y
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
597,0
675,1

1
==
ε
Y
+) Y
β
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
889,0
140
54,15
1
140
1
0
=−=−=
β
β
Y
+)Y
F1
, Y
F2
: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương
Z
V1
,Z
V2
:
 Tính Z
V1

,Z
V2
:

19,30
54,15cos
27
cos
33
1
1
===
o
v
Z
Z
β
(răng) .Chọn Z
v1
=30 răng

55,156
54,15cos
140
cos
33
2
2
===
o

v
Z
Z
β
(răng) . Chọn Z
v1
=156 răng
Tra bảng 6.18 (TTTKHDĐCK )ta có: Y
F1
= 3,8, Y
F2
= 3,6
+) K
F
: Hệ số tải trọng khi tính độ bền uốn.
K
F
= K
F
α
.K
F
β
.K
FV
Trong đó:
K
F
β
: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về uốn.
K
F
α
: là hệ số kể đến sự phân bố không đề tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn.
Tra bảng 6.7 (TTTKHDĐCK )ta có K
F
β
=1,28
Tra bảng 6.14 (TTTKHDĐCK )ta có K
F
α
= 1,4
Theo (6.46)[1] :
F W W1
FV
1 Fβ Fα
ν .b .d
K =1+
2.T .K .K
0
1
. . .
W
F F
a
g v
u
ν δ

=
Tra bảng 6.15; 6.16 (TTTKHDĐCK )ta có: δ
F
= 0,006; g
0
= 73
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

17
§å ¸n m«n häc
⇒
033,7
1852,5
130
.024,3.73.006,0 ==
F
V
⇒
068,1
4,1.28,1.47357.2
036,42.3,0.130.033,7
1 =+=
FV
K
⇒
914,1068,1.4,1.28,1 ==
F
K
Thay vào công thức (6), (7) ta có:
675,148

5,1.036,42.130.3,0
8,3.889,0.597,0 914,1.47357.2
1
==
F
σ
<
[ ]
)(19,303
1
Mpa
F
=
σ
)(85,140
8,3
6,3
675,148
2
Mpa
F
==
σ
<
[ ]
)(28,271
2
Mpa
F
=

σ
Ta thấy,
σ
F1
< [σ
F1
]; σ
F2
< [σ
F2
]
⇒
Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn.
1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy. Vì vậy, cần kiểm tra quá
tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực đại.
Ta có hệ số quá tải (6.48) (TTTKHDĐCK )
2,2
max
==
T
T
K
qt
 Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng bánh răng, ứng suất tiếp xúc cực
đại σ
H Max
không vượt quá một giá trị cho phép. Nghĩa là:
σ
H Max

= σ
H
.
qt
K
≤ [σ
H
]
Max

[ ]
MPaMPa
HH
1260)(395,7962,2.93,536
max
max
=≤==⇔
σσ
 Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng thì:
[ ]
max.
1max FqtFF
K
σσσ
≤=
⇒
[ ]
MPaMPaK
FqtFF

464max)(085,3272,2.675,148.
11max1
=≤===
σσσ

⇒
)(87,3092,2.85,140.
2max2
MPaK
qtFF
===
σσ
<
[ ]
MPa
F
360max
2
=
σ

Kết luận: Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện quá tải.
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

18
§å ¸n m«n häc
1.8 Bảng thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh
Thông số
Ký
hiệu

Công thức tính
Kết
quả
Đơn
vị
Khoảng cách trục
a
w
a = 0,5.m.(Z
1
+ Z
2
)/cos β
130 mm
ĐK vòng chia
D
1
D
1
= m.Z
1
/cosβ
42,0367 mm
D
2
D
2
= m.Z
2
/cosβ

217,968 mm
ĐK vòng đỉnh
D
a1
D
a1
= D
1
+ 2m 45,0367 mm
D
a2
D
a2
= D
2
+ 2m 220,968 mm
ĐK vòng chân
D
f1
D
f1
= D
1
– 2,5m 38,2867 mm
D
f2
D
f2
= D
2

– 2,5m 214,218 mm
ĐK vòng cơ sở
D
b1
D
b1
= D
1
.cosα
39,323 mm
D
b2
D
b2
= D
2
.cosα
203,896 mm
ĐK vòng lăn D
w
D
w
= 2a/(u+1) 42,036 mm
Modun pháp m
n
(0,01 0,02) a
W
1,5
Chiều rộng vành răng
b

w
b
W
= ψ
ba
. a
W
39 mm
Tỷ số truyền u 5,1852
Số răng
Z
1
27
Z
2
Z
2
= U
1
. Z
1
140
Hệ số dịch chỉnh
X
1
0
X
2
0
Góc nghiêng

β
15,54
0
Hệ số trùng khớp ngang
ε
α
1,675
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

19
§å ¸n m«n häc
2. Thiết kế bộ truyền cấp chậm:
2.1 Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và tải trọng làm việc là không đổi nên ở đây
ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB < 350; và chọn cặp vật liệu cho bộ
truyền cấp chậm là như nhau với lưu ý rằng bánh răng nhỏ có độ rắn lớn hơn độ rắn
bánh răng lớn từ 10 đến 15 đơn vị.
Tra bảng 6.1 [1] ta có:
- Bánh nhỏ 1:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 I 285 có σ
b3
= 850 Mpa
σ
ch3
= 580 Mpa
- Bánh lớn 2:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192I240 có σ
b4
= 750 Mpa
σ

ch4
= 450 Mpa
1.2 Ứng suất cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
], ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác định
theo công thức.
[σ
H
] = σ
o
Hlim
.K
HL
. Z
R
.Z
V
.K
XH
/ S
H
(1)
[σ
F
] = σ
o
Flim

. K
FC
. K
FL
.Y
R
/ S
F
(2)
 σ
o
Hlim
, σ
o
Flim
:ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở.
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 I 350 S
H
=1,1;
8,1
0
lim
=
F
σ
;S
F
=1,75
Chọn độ rắn cho bánh nhỏ HB

3
=270 ; HB
4
=230
σ
0
Hlim3
= 2.HB
3
+ 70 = 2.270 +70 =610 (MPa)
σ
o
Flim3
=1,8.HB
3
=1,8.270 = 486 (MPa)
σ
0
Hlim4
= 2.HB
4
+ 70 = 2.230 +70 = 530 (Mpa)
σ
o
Flim4
=1,8.HB
4
=1,8.230 = 414 (MPa)
 K
FC

: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
K
FC
= 1 do bộ truyền quay 1 chiều;
 K
HL
,K
FL
: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N
+)
FH

mm ,
: Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Khi độ rắn mặt răng HB<= 350 thì
6==
FH
mm
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

20
§å ¸n m«n häc
+)
FOHO
NN ,
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc,
ứng suất uốn.

4,2
.30
HBHO
HN =

74,2
3
10.05,2270.30 ==
HO
N

74,2
4
10.39,1230.30 ==

HO
N
Đối với thép 45:
FO
N
= 4.10
6

FEHE
NN ,
: Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương.
∑
== tncNN
FEHE
60
Với: c, n, t
Σ
: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.

7
33
10.72,195.8,0.365.8.5,281.1.60 ===
FEHE
NN
7
44
10.59,15.8,0.365.8.2,107.1.60 ===
FEHE
NN

Ta thấy:

3HE
N
>
3HO
N


4HE
N
>
4HO
N


4FE
N
>
FO
N
Ta lấy:
3HE
N
=
3HO
N


4HE

N
=
4HO
N


4FE
N
=
FO
N
⇒ K
HL
= 1; K
FL
= 1
 S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
Theo bảng 6.2 [1]
S
H
= 1,1; S
F
= 1,75 ;
 Z
R
= 1 hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng.

 Z
V
= 1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng.
 K
XH
= 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
 Y
R
= 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Thay các tham số vào (1), (2) ta có:
[σ
H3
] = 610.1.1.1/1,1 = 554,5 (MPa)
[σ
H4
] = 530.1.1/1,1 = 454,55 (MPa)
[σ
H
] = ([σ
H3
] + [σ
H4
] )/2 = 504,525 (MPa)
Mặt khác: [σ
H
]
≤
1,25.[σ
H
]

min
= 1,25.418,82 = 523,53
[σ
F3
] = 486.1/1,75 = 277,7 (MPa)
[σ
F4
] = 414.1/1,75 = 236,6 (MPa)
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

21
§å ¸n m«n häc
* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[σ
H3
]
Max
= 2,8.σ
ch3
= 2,8 .580 = 1624 (MPa)
[σ
H4
]
Max
= 2,8.σ
ch4
= 2,8 .450 =1260 (MPa)
* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[σ
F3

]
Max
= 0,8.σ
ch3
= 0,8.580 = 464 (MPa)
[σ
F4
]
Max
= 0,8.σ
ch4
= 0,8.450 = 360 (MPa)
1.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:
Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục a
w
. Nó được xác
định theo công thức sau (6.15a) (TTTKDĐCK)


[ ]
3
2
2
2
22

.
).1.(
baH
H

aW
u
KT
uKa
ψσ
β
±=
Trong đó:
 Dấu (+) khi bộ truyền ăn khớp ngoài, dấu (-) khi bộ truyền ăn khớp
trong.
 Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
Tra bảng 6.5 (TTTKDĐCK)ta có: Ka = 43 Mpa
1/3
 T
1
: Mô men xoắn trên trục bánh chủ động;
 [σ
H
]: ứng suất tiếp xúc cho phép;
 u: Tỉ số truyền của bộ truyền;
 ψ
ba
:Hệ số chiều rộng bánh răng.
Tra bảng 6.6 (TTTKDĐCK)ta có: ψ
ba
= 0,4
 K
HB
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.

Ta có: ψ
bd
= 0,5. ψ
ba
( u +1) = 0,5.0,4(2,625 + 1) = 0,725
Tra bảng 6.7 (TTTKDĐCK)ta có K
H
β
= 1,12
Thay các giá trị đã tính vào (3) ta có:


)(176,155
4,0.652,2.525,504
12,1.3,235442
).1625,2.(43
3
2
2
mma
w
=+=
Chọn a
W2
= 155 (mm)
1.4 Xác định các thống số ăn khớp:
a) Xác định modun:
Sau khi xác định được khoảng cách trục a
w
ta có thể tính môđun theo công

thức sau:
m = (0,01 I 0,02)a
w
= (1,55I3,1) mm
Tra bảng 6.8 (TTTKDĐCK)ta chọn m = 2.
b) Xác định số răng Z, góc nghiêng
β
, hệ số dịch chỉnh x:
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

22
§å ¸n m«n häc
Giữa khoảng cách trục a
w
, số răng bánh nhỏ Z
3
, số răng bánh lớn Z
4
, góc
nghiêng β của răng và modun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liện hệ với nhau theo
công thức:
β
cos2
).(
43
ZZm
a
W
+
=

(4)
- Chọn trước góc nghiêng β = 10
0

- Từ (4) ta suy ra số răng của bánh nhỏ:
29,41
)1625,2.(2
10cos.152.2
)1.(
cos 2
2
3
=
+
=
+
=
o
w
um
a
Z
β
(răng)
Chọn Z
3
= 42 (răng)
Vậy số răng bánh lớn là :
Z
4

= u
2
.Z
3
= 2,625.42 = 110,25 (răng)
⇒
Z
4
= 111 (răng)
Tính lại: tỷ số truyền thực là:
619,2
42
111
2
==u
Tổng số răng: Z
t
= Z
1
+Z
2
= 42 + 111 = 153 (răng)
- Tính lại góc nghiêng β:

9871,0
155.2
153.2
.2
. ===
w

t
a
Z
mCos
β
0
214,9=⇒
β
- Với góc nghiêng β như vậy, ta không cần dịch chỉnh bánh răng để đảm bảo
khoảng cách trục cho trước.
- Chiều rộng vành răng :
)(62155.4,0.
22
mmab
wbaw
===
ψ
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

23
§å ¸n m«n häc
1.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:
(6.33) (TTTKDĐCK)

[ ]
H
ww
H
HMH

dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
2
11
11

)1.( 2

(5)
Trong đó:
 Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5 (TTTKDĐCK) ta có: Z
M
= 274 (MPa
1/3
)
 Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

).2sin(
cos.2

tw
b
H
Z
α
β
=
β
b
: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tg
β
b
= cos α
t
.tg
β
Chọn α =20
0
Đối với cặp bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:
α
t
= α
W
=
3687,0)
214,9cos
20
(
0

=
tg
arctg
0
24,20==
TTW
αα
tg
β
b
= cos 20,24.tg 9,214 = 0,1522 ⇒ β
b
= 8,654
0
⇒
7452,1
)24,20.2sin(
654,8cos.2
==
H
Z

 Z
ε
:Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định thông qua ε
β
,
ε
α
:

ε
α
:Hệ số trùng khớp ngang.
ε
α

= [1,88 – 3,2.(1/ Z
3
+ 1/ Z
4
)]. cos
β
ε
α

= [1,88 – 3,2.(1/42 + 1/ 111)]. Cos9,214
0
= 1,752
⇒
756,0
752,1
11
===
α
ε
ε
Z

 K
H

: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K
HV
+) K
H
β
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng
Tra bảng 6.7 (TTTKDĐCK)ta có: K
H
β
= 1,12.
+) K
H
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp.
Tính đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
66,85
1619,2
155.2
1
2

2
2
2
=
+
=
+
=
U
a
d
w
w
(mm)
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

24
§å ¸n m«n häc
Vận tốc vòng:
267,1
10.60
5,281.86.14,3
10.60

33
22
===
nd
V
w

π
Tra bảng 6.13(TTTKDĐCK) bộ truyền dùng cấp chính xác 9.
Tra bảng 6.14(TTTKDĐCK) ta có K
H
α
= 1,13; K
F
α
= 1,37.
 K
HV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
H w w1
HV
1 Hβ Hα
ν .b .d
K =1+
2.T .K .K
w
H H 0
1
a
ν =δ .g .v.
u
δ
H
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15(TTTKDĐCK) ta có: δ
H
= 0,002

g
0
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2.
Tra bảng 6.16 (TTTKDĐCK)ta có: g
0
= 73
⇒
41,1
619,2
155
.267,1.73.002,0 ==
H
v
⇒
03,1
13,1.12,1.32,235442.2
66,85.155.41,1
1 =+=
HV
K
⇒
304,103,1.13,1.12,1 ==
H
K
Thay số vào công thức (5) ta có:
)(9,494
66,85.155.4,0
)1625,2.(304,1.32,235442.2
.756,0.75,1.274
2

Mpa
H
=
+
=
σ
* Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép.
[σ
H
]
CX
= [σ
H
].Z
V
.Z
R
.K
HX
 Với v = 1,267 (m/s) < 5 (m/s), chọn Z
v
= 1
 K
HX
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. K
HX
= 1
Vì cấp chính xác động học là 9 và chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó
cần gia công đạt độ chính xác với độ nhám R
a

= (2,5I1,25)µm. Do đó
Z
R
= 0,95
[σ
H
]
CX
= 504,525.1.1. 0,95 = 497,289 (MPa)
Sự chênh lệch giữa σ
H
và [σ
H
]
[ ]
o
o
o
o
CX
H
CX
HH
H
1,3100.
9,494
9,494289,479
100.
][
0

0
−=
−
=
−
=∆
σ
σσ
σ
<
o
o
4
Vậy bộ truyền được thiết kế thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
Tính lại chiều rộng vành răng
[ ]
)(66,59
525,504
9,494
155.4,0
2
2
mmab
h
h
wbaw
=







=








=
σ
σ
ψ
Chọn b
w2
= 60 (mm)
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

25