Thiết kế bộ truyền bánh răng của hộp giảm tốc

MỤC LỤC
Trang
Lời nói đầu 1
Phần I: TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
I, Chọn động cơ. 2
II, Phân phối tỉ số truyền. 4
III, Xác định các thông số trên trục. 4
Bảng kết quả tính toán. 6
Phần II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.
I, Tính bộ truyền đai. 7
1, Chọn đai. 7
2, Xác định các thông số của bộ truyền đai. 8
3, Xác định số đai. 8
4, Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. 9
5, Bảng kết quả tính toán. 10
II, Thiết kế bộ truyền bánh răng của hộp giảm tốc. 10
A, Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh. 10
B, Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm. 16
C, Bảng thông số của bộ truyền bánh răng. 21
III, Thiết kế trục. 21
1, Chọn vật liệu. 21
2, Xác định tải trọng tác dụng lên trục. 21
3, Tính thiết kế trục. 22
4, Tính toán thiết kế trục I. 24
5, Tính toán thiết kế trục II. 28
6, Tính toán thiết kế trục III. 34
IV, Chọn và tính toán ổ lăn. 38
1, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục I. 38
2, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục II. 39
3, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục III. 40
V, Thiết kế vỏ hộp giảm tốc. 41

VI, Bảng thống kê kiểu lắp trong hộp giảm tốc. 46
LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế đồ án Chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí,môn
học này không những giúp cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến
thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên
ngành sẽ được học sau này.
Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp
giảm tốc hai cấp bánh răng trụ và bộ truyền đai thang. Hệ thống được đẫn động
bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc và khớp nối
truyền chuyển động tới băng tải. Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết
máy sinh viên đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau.
-Tập 1 và 2 Chi tiết máy của GS.TS- NGUYỄN TRỌNG HIỆP.
-Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí của PGS.TS.TRỊNH
CHẤT- TS. LÊ VĂN UYỂN.
-Dung sai và lắp ghép của GS.TS NINH ĐỨC TỐN.
Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng
với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài
giảng của các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh
được những thiếu sót. Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt
tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ.
Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy cô bộ môn, đặc biệt là
Thầy NGUYỄN ÍCH THÔNG đã trực tiếp hướng dẫn,chỉ bảo một cách tận tình
giúp sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.

Nam Định năm 2010
Sinh viên : Phạm Hữu Trường


PHẦN I : TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
I.CHỌN ĐỘNG CƠ

1. Xác định công suất cần thiết của động cơ.
Công suất yêu cầu dặt lên trục động cơ xác định theo công thức (2.8)[1].
P
yc
ct
β
η
Ρ
=
Trong đó :
+,Công suất công tác P
ct
:
Theo công thức (2.11)[1]

8000 0.3
2.4
1000 1000
ct
Fv
P
×
= = =
kw
(trong đó F=8000 N Lực kéo băng tải
V=0.3 m/s vận tốc băng tải )
+,Hiệu suất hệ dẫn động η :
Theo công thức (2.9)[1] :

1 2 3

. .
η η η η
=
Trong đó η
1
,η
2
,η
3
… là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ
thống dẫn động.
Theo sơ đồ đề bài thì :

2 4
( ) . .( )
k br d ol
η η η η η
=

k
η
: hiệu suất của khớp.

br
η
:hiệu suất một cặp bánh răng.
d
η
:hiệu suất bộ truyền đai.
ol

η
:hiệu suất một cặp ổ lăn.
Tra bảng (2.3)[1], ta được các hiệu suất :

1
0,97
0,95
0,99
k
br
d
ol
η
η
η
η
=
=
=
=
vậy
2 4
1.(0,97) .0,95.(0,99) 0.86
η
= =

+,Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β :
Theo công thức (2.14)[1] thì hệ số β được xác định ;
( )
2 2 2

2
2
1 1 2 2
1 1 1
2,6 5,4
. . . 1 . 0,6 . 0,75
8 8
i i
ck ck ck
T t T t T t
T t T t T t
β
     
= = + = + =
 ÷  ÷  ÷
     
∑
(T
mm
được bỏ qua vì thời gian mở máy quá nhỏ so với một chu kỳ )
⇒
Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là :

( )
0,75.2,4
2.1
0,86
ct
yc
kw

β
η
Ρ
Ρ = = =
2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện.
- Số vòng quay trên trục công tác n
lv
:
Theo công thức (2.16)[1] ta có.

( )
60000. 60000.0,3
16,37
. .350
lv
v
v
n
ph
D
π π
= = =
(trong đó v=0,3 m/s vận tốc băng tải, D=350 mm đường kính tang )
- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) u
t
:
Theo công thức (2.15)[1] ta có :

.
t n h

u u u
=
Trong đó u
n
là tỉ số truyền sơ bộ của đai thang
u
h
là tỉ số truyền của hộp giảm tốc .
Theo bảng 2.4[1] .
+, Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp u
h
=(8…40)
+, Truyển động đai thang u
n
= u
đ
=(3…5)
⇒
chọn u
h
= 20
u
n
=u
d
=4

. 4.20 80
t d h
u u u⇒ = = =

- Số vòng quay trên trục động cơ n
sb
Theo công thức (2.18)[1] ,ta có

( )
. 16,38.80 1309,6
sb lv t
v
n n n
ph
= = =
⇒
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n
sb
=1500 v/ph.
3, Chọn động cơ.
Động cơ phải thỏa mãn điều kiện sau:
dc yc
db sb
K mm
dn
n n
T T
T T
Ρ ≥ Ρ
≈
≥
Ta có P
yc
=2,1 kw n

sb
= 1309,6 v/ph
1
1,4
mm mm
T T
T T
= =
+, Chọn động cơ.
- Để thuận tiện cho việc tìm kiếm, bảo dưỡng, sửa chữa và giá thành sản
phẩm không cao ta chọn động cơ điện loại DK.
Tra bảng P1.2[1] ta chọn được loại động cơ DK42-4 có các thông số sau :
P
dc
= 2,8 kw
n
đb
=1420 v/ph
1,9
K
dn
T
T
=
Khối lượng 47 kg
-Đường kính trục động cơ :d
dc
= 25 mm (tra bảng 1.6[1] )
II, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
-Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức (3.23)[1]

1420
86,74
16.37
dc
c
lv
n
u
n
= = =
- Theo công thức (3.24)[1] ta có
. .
c h n h d
u u u u u
= =
Ta chọn u
d
= 3,15

86,74
27,54
3,15
c
h
d
u
u
u
⇒ = = =

Ta chọn tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh u
1
= 7
⇒
tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm là :

2
1
27,54
3,93
7
h
u
u
u
= = =
III, XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
1. Công suất tác dụng lên các trục.
+, trên trục công tác, P
ct
= 2,4 kw (đã tính )
+, Trục III :

( )
3
2,4
2,42
. 1.0,99
ct
k ol

kw
η η
Ρ
Ρ = = =
+, Trục II ;

( )
3
2
2,42
2,52
. 0,97.0,99
br ol
kw
η η
Ρ
Ρ = = =
+, Trục I :

( )
2
1
2,52
2,62
. 0,97.0,99
br ol
kw
η η
Ρ
Ρ = = =

+, Trục động cơ :

( )
1
2,62
2,79
. 0,95.0,99
dc
d ol
kw
η η
Ρ
Ρ = = =
2. Số vòng quay trên các trục.
+, Tốc độ quay của động cơ n
dc
=1420 v/ph
+, Tốc độ quay của trục I :

( )
1
1420
450,79
3,15
dc
d
n
n v ph
u
= = =

+,Tốc độ quay của trục II :

( )
1
2
1
450,79
64,39
7
n
n v ph
u
= = =
+, Tốc độ quay của Trục III:

( )
2
3
2
64,39
16,38
3,93
n
n v ph
u
= = =
+, Tốc độ quay của trục công tác :
n
ct

= n
3
=16,38 v/ph
3,Mômen xoắn trên các trục.

6
9,55.10 .
i
i
i
P
T
n
=


+, Trục I :

( )
6 6
1
1
1
2,62
9,55.10 9,55.10 55504 .
450,79
P
T N mm
n
= = =

+, Trục II :

( )
6 6
2
2
2
2,52
9,55.10 9,55.10 373754 .
64,39
P
T N mm
n
= = =
+, Trục III :

( )
6 6
3
3
3
2,42
9,55.10 9.55.10 1410928 .
16,38
P
T N mm
n
= = =
+, Trục động cơ :

( )
6 6
2,79
9,55.10 9,55.10 18764 .
1420
dc
dc
dc
P
T N mm
n
= = =
+, Trục công tác :

( )
6 6
2,4
9,55.10 9,55.10 1399267 .
16,38
ct
ct
ct
P
T N mm
n
= = =
IV. BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN.
Trục
Thông số
Động cơ I II III Công tác

Tỉ số truyền u u
d
=3,15 7 3,93 Khớp
Số vòng quay n (v/ph) 1420 450,79 64,39 16,38 16,38
Công suất P (kw) 2,79 2,62 2,52 2,42 2,4
Momen xoắn T (N.mm) 18764 55504 T
2
’
=186877 1410928 1399267
Trong đó :
T
’
2
= T
2
/2=373754:2 = 186877 N.mm.

Phần II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I, TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI
1. Chọn đai.
- Chọn tiết diện đai
Theo hình 4.1[1].
Với P
dc
=2,79 kw
n
dc
= 1420 v/ph

⇒

chọn tiết diện đai A với các thông số sau :
-Chọn đường kính đai nhỏ
Chọn d
1
=180 (mm) theo bảng 4.21[1].
Kiểm tra vận tốc đai
Kí
hiệu
Kích thước tiết diện
(mm)
Diện tích tiết
diện A (mm
2
)
Đường kính
bánh đai
nhỏ d
1
(mm)
Chiều dài
giới hạn
l (mm)
b
t
b
H
h
Y
y
0

A 11 13 8 2,8 81 100÷200 560÷4000
( ) ( )
1
ax
. . .180.1420
13,38 25
60000 60000
dc
m
d n
v m s v m s
π π
= = = < =
-Chọn đường kính đai lớn
Theo công thức (4.2)[1] ta có

1
2
.
1
d u
d
ε
=
−
Trong đó u= u
đ
=3,15 ε = 0,02

( )

2
180.3,15
578,6
1 0,02
d mm⇒ = =
−
Theo bảng 4.21[1] chọn đường kính tiêu chuẩn :
d
2
=560 mm
Vậy tỷ số truyền thực tế :
u
t
=
( )
ε
−
1.
1
2
d
d
=
560
180.(1 0,02)
−
= 3,17
sai lệch tỷ số truyền :
0
0

.100 0,63
t
u u
u
u
−
∆ = =
< 4 % thỏa mãn điều kiện
*Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai.
Theo bảng 4.14[1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính
đai d
2
.

2
1
a
d
=
(u
t
=3,17 )
( )
2
560a d mm
⇒ = =
Kiểm tra điều kiện a.

( ) ( )
( ) ( )

1 2 1 2
0,55. 2
0,55. 180 560 8 2. 180 560
415 1480
d d h a d d
a
a
+ + ≤ ≤ +
⇒ + + ≤ ≤ +
⇒ ≤ ≤
Thỏa mãn điều kiện
Từ khoảng cách trục a đã chọn theo công thức (4.4)[1] ta có :
l = 2.a + 0,5.п.(d
1
+ d
2
) +
a
dd
.4
)(
2
21
−


( )
( )
2
. 180 560

(560 180)
2.560 2346,85
2 4.560
l mm
π
+
−
⇒ = + + =

Theo bảng 4.13[1] , chọn chiều dài đai tiêu chuẩn : l = 2500 (mm)
Theo công thức (4.15)[1] ta kiểm nghiệm đai về tuổi thọ.

( ) ( )
ax
13,38
5,352 10
2,5
m
v
i v s i v s
l
= = = < =
2, Xác định các thông số của bộ truyền đai.
- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2500 mm theo công
thức (4.6)[1] ta có
a =
4
).8(
22
∆−+

λλ
với
λ
= l -
1 2
( )
.
2
d d
π
+
= 2500 -
(180 560)
.
2
π
+
= 1337,61
Δ =
2
)(
12
dd −
=
(560 180)
2
−
=190
Do đó
( )

2 2
1337,61 (1337,61 8.190 )
640,63
4
a mm
+ −
= =

* Góc ôm
1
α
trên bánh đai nhỏ.
Theo công thức (4.7)[1] ta có

( )
2 1
1
57.( ) 57
180 180 560 180 146,19
640,63
o
d d
a
α
−
= − = − − =


0
1 min

120
α α
⇒ > =
thỏa mãn điều kiện
3.Xác định số đai z:
-Số đai z được tính theo công thức 4.16[1] :
z =
[ ]
zulo
ddc
CCCCP
KP

.
α
Theo bảng 4.7 (tttk) với đặc tính làm việc êm và số ca làm việc là 2 chọn
K
đ
= 1,2( hệ dẫn động cơ nhóm II )
α
C
: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
1
α
Theo [1] trang 61 ta tính được:
0.915C
α
=
với
0

1
146,19
α
=
Với
0
l
l
=
2500
1700
= 1,47
⇒
theo bảng 4.16 [1] suy ra C
1
=1,08
+, C
u
: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền
Theo bảng 4.17[1] và u = 3,17 > 3 nên
u
C
= 1,14
+, [P
0
] : công suất cho phép (kw).
Tra bảng 4.19[1] → [P
0
] =3,1 kw
Với v= 13,38 m/s và d

1
=180 (mm)

0
2,79
0,9
[ ] 3,1
P
P
⇒ = =

+C
z
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai
Theo bảng 4.18[1] C
z
≈ 1 khi P
dc
/[P
0
] = 0,9
Do đó
2,79.1,2
0,96
3,1.0,915.1,08.1,14.1
z = =
Vậy chọn z = 1
* Chiều rộng đai :
Theo công thức 4.17[1] và bảng 4.21[1]:
Ta có : B = (z – 1).t +2.e

= (1 -1).15 + 2.10
= 20 (mm)
* Đường kính ngoài của bánh đai
d
a
= d
1
+ 2.h
o
= 180 + 2.3,3 = 186,6 (mm)
4, Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
-Lực căng bánh đai.
Theo công thức (4.16)[1].
F
o
=
zCv
KP
ddc

780
α
+ F
v

Trong đó : F
v
= q
m
.v

2
(lực căng do lực li tâm gây ra )
với q
m
= 0,105
mkg
( theo bảng 4.22[1]. )
F
v
= 0.105.13,38
2
= 18,79 (N)

( )
0
780.2,79.1,2
18,79 231,1
13,38.0,615.1
F N⇒ = + =
Vậy lực tác dụng lên trục :
Theo công thức 4.21(tttk) : F
r
= 2.F
o
.z.sin(
2
1
α
)
= 2.231,1.1.sin(

0
146,19 2
) = 442,23 (N)
5, Bảng kết quả tính toán.
Thông số Giá trị
Đường kính bánh đai nhỏ d
1
(mm) 180
Đường kính bánh đai lớn d
2
(mm) 560
Chiều rộng bánh đai B(mm) 20
Chiều dài đai l (mm) 2500
Số đai z 1
Khoảng cách trục a (mm) 640,63
Lực tác dụng lên trục F
r
(N) 442,23
II,THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC.
A, Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)
+,Các thông số đầu vào.
P
1
=2.62 kw
n
1
=450,79 v/ph
u
1
=7

T
1
=55504 N.mm
1, chọn vật liệu
Theo bảng 6.1[1] chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 ôi cải thiện
Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σ
b1
=850 Mpa và giới hạn chảy
σ
ch1
=580 Mpa
Bánh lớn có độ rắn HB 192…240 có giới hạn bền σ
b1
=750 Mpa và giới hạn
chảy σ
ch1
=450 Mpa
2,Xác định ứng suất cho phép.
a, Ứng suất tiếp xúc cho phép.

HHLHH
SK /][
0
lim
σσ
=
(*)
Dựa vào bảng 6.2[1] với thép tôi cải thiện ta có :
σ
0

Hlim
=2HB +70 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở.
S
H
=1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
Chọn độ rắn :Bánh nhỏ 250 HB
Bánh lớn 240 HB
→ σ
0
Hlim1
=2.250+70 =570 Mpa
σ
0
Hlim2
= 2.240 +70 =550 Mpa
+, K
HL
là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức (6.3)[1].

H
HO
m
HL
HE
N
K
N
=

Với m

H
: là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, do HB<350
→ m
H
=6
+, N
HO
số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo công thức (6.5)[1] ta có:
N
HO1
=30HB
1
2,4
=30.250
2,4
=17,1.10
6
N
HO2
=30HB
2
2,4
=30.240
2,4
=15,5.10
6
+, N
HE
số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương.

Theo công thức (6.7)[1] ta có

3
1
ax
60. . . .
i i
HE i i
m i
T t
N c t n
T t
 
=
 ÷
 
∑
∑

3 3 6
1
3 3 6
2
2,6 5.4
60.1.450,79.15000. 1 . 0,6 191.10
8 8
2,6 5,4
60.1.64.39.15000. 1 0,6 27,3.10
8 8
HE

HE
N
N
 
= + =
 ÷
 
 
= + =
 ÷
 

1 1 1
2 2 2
1
1
HE HO HL
HE HO HL
N N K
N N K
⇒ > ⇒ =
> ⇒ =
Thay vào(*) ta được

1
2
570.1
[ ] 518,2
1,1
[ ]=500Mpa

550.1
[ ] 500
1,1
H
H
H
Mpa
Mpa
σ
σ
σ

= =


⇒


= =


(vì bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng nên [σ
H
]=min{[σ
H
]
1
,[σ
H

]
2
})
b, Ứng suất uốn cho phép.

FFLFCFF
SKK /][
0
lim
σσ
=
Do trục quay 1 chiều nên K
FC
=1
Dựa vào bảng (6.2)[1] với thép 45 tôi cải thiện
σ
0
Flim
=1,8HB
S
F
=1,75
→ σ
0
Flim1
=1,8.HB
1
=1,8.250=450 (Mpa)
σ
0

Flim2
=1,8.HB
2
=1,8.240=432 (Mpa)
- K
FL
là hệ số tuổi thọ.
theo công thức (6.4)[1] ta có.

F
m
FE
FO
FL
N
N
K =
+,m
F
là bậc của đường cong mỏi m
F
=6
+, N
FO
:Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn với thép N
FO
=4.10
6
Từ công thức (6.8)[1] ta có,

ii
m
i
FE
tn
T
T
cN
F
∑








=
max
60

6 6 6
1
6
6
1
2
1
2,6 5,4

60.1.450.79.15000. 1 0,6 144,6.10
8 8
144,6.10
20,7.10
7
FE
FE
FE
N
N
N
u
 
= + =
 ÷
 
= = =

⇒
1 1
2 2
1
1
FE FO FL
FE FO FL
N N K
N N K
> ⇒ =
> ⇒ =
Vậy :

[ ]
o
F lim
F FC FL
F
K K
S
σ
σ =
;
⇒ [σ
F
]
1
=
450
.1.1= 257,1
1,75
(Mpa) ;
[σ
F
]
2
=
× × =
432
1 1 246,9(MPa)
1,75
;
c, Ứng suất quá tải cho phép.

[σ
H
]
max
=2,8.σ
ch

⇒
[σ
H
]
max
=2,8.450=1260 Mpa
[σ
F
]
max
=0,8.σ
ch
⇒

[σ
F
]
max1
=0,8.580=464 Mpa
[σ
H
]
max2

=0,8.450=360 Mpa
3, Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
a, Khoảng cách sơ bộ trục.
Theo công thức (6.15)[1]

3
1
2
1
11
][
)1(
baH
H
aw
u
KT
uKa
ψσ
β
+=
Theo bảng 6.6[1] ta chọn ψ
ba
=0,3
Theo bảng 6.5[1] ta chọn k
a
=49,5 (răng thẳng )

1
( 1).0,53 . (7 1).0,53.3 1,272

bd ba
u
ψ ψ
= + = + =
k
Hβ
. Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Tra bảng 6.7[1]
⇒
k
Hβ
= 1.064
Với T
1
=55504 N.mm u
1
=7 ta có

3
1
2
55504.1,064
49,5(7 1) 191,2
500 .7.0,3
w
a = + =
Ta chọn
190a mm
ω
=

b, Xác định các thông số ăn khớp .
-chọn modun pháp theo công thức (6.17)[1]

1
(0,01 0,02) (1,9 3,80)( )
n w
m a mm= ÷ = ÷
- Chọn modun theo bảng 6.8[1] m
n
=2,5
-Số răng bánh nhỏ 1:
Theo công thức (6.19)[1] ta có

1
1
1
2 2.190
19
( 1) 2,5(7 1)
w
a
z
m u
= = =
+ +

2 1 1
. 19.7 133z z u⇒ = = =
Theo công thức (6.21)[1] tính lại khoảng cách trục.

1 1 2
( ) / 2 2,5(19 133) / 2 190( )
w
a m z z mm= + = + =
*,Xác định hệ số dịch chỉnh.
-Tính hệ số dịch tâm y.

( ) ( )
1
1 2
190
0,5. 0,5. 19 133 0
2,5
0
y
a
y z z
m
k
ω
= − + = − + =
⇒ =
⇒
Hệ số dịch chỉnh của cả 2 bánh là x
1
=x
2
=0
*Góc ăn khớp.
Theo công thức (6.27)[1] ta có

1
. . os
os
2
t
t
z m c
c
a
ω
ω
α
α
=
Trong đó z
t
=z
1
+z
2

0
20
α
=
Vậy ;
( )
0
19 133 .2.5. os20

cos 0,94
2.190
t
c
ω
α
+
= =

0
20
t
ω
α
⇒ =
4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ -răng thẳng.
a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
2
1 1 1
2 ( 1) / (
H m H H m w m w
Z Z Z T K u b u d
ε
σ
= +
Trong đó :
+, Z
m
–Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1] ta có Z

m
=274 (Mpa)
1/3
+, Z
H
– Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
2cos / sin 2 2.1/ sin(2.20) 1,76
H b tw
Z
β α
= = =
Vì bánh răng trụ răng thẳng nên ta có β
b
+,Z
ε
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
(4 ) / 3Z
ε α
ε
= −
Theo công thức (6.38b)[1] ta có

1 2
1 1
[1,88 3,2 ] os
1 1
1,88 3,2 1,69
19 133
c
z z

α
α
ε β
ε
 
= − +
 ÷
 
 
⇒ = − + =
 ÷
 

(4 ) / 3 (4 1,69) / 3 0,877Z
ε α
ε
⇒ = − = − =
+, d
ω1
đường kính vòng lăn bánh nhỏ.

1 1
2 / ( 1) 2.190 / (7 1) 47,5( )
w w
d a u mm= + = + =
+, b
ω
chiều rộng vành răng
b
ω1

=ψ
ba
.a
ω1
=0,3.190=57 (mm)
+, k
H
–Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
H H H HV
K K K K
β α
=
Với k
HB
=1,064
Vận tốc vành răng là

1 1
.47,5.450,79
1,12( / )
60000 60000
w
d n
v m s
π π
= = =
Theo bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 9 theo bảng (6.14),(6.15)[1] ta chọn
được k
HB
=1,13 ,δ

H
=0,004

, g
0
=73

0 1
/ 0,004.73.1,12 190 / 7 1,7
H H w m
g v a u
υ δ
= = =
Theo công thức (6.41)[1] ta có

1 1
1
1,7.57.47,5
1 1 1,03
2 2.55504.1,064.1,13
H w w
HV
H H
b d
K
T K K
β α
υ
= + = + =

1,964.1,13.1,03 1,24
H H H HV
K K K K
β α
= = =
⇒
Ta tính được
( )
2
274.1,76.0,877 2.55504.1,24.(7 1) / (57.7.47,5 ) 467,75
H
Mpa
σ
= + =
Theo công thức (6.1)[1] với v=1,12 m/s < 5 m/s thì Z
v
=1 với cấp chính xác
động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt
đọ nhám R
a
=2,5…1,25 μm do đó Z
R
=0.95 với d
a
<700 mm. K
XH
=1, do đó theo
(6.1)và (6.1a)[1] ta có
[ ]' [ ] . 500.1.0,95.1 475( )
H H V R XH H

Z Z Z MPa
σ σ σ
= = = >
Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc.
b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

)/(2
1111
mdbYYYKT
wwFFF
βε
σ
=
Ta có ψ
bd
=1,272 tra bảng 6.7[1] ta có k
FB
=1,158
Với vận tốc v=1,12 m/s với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14[1] ta có k
Fα
=1,37
Tr bảng 6.15 và 6.16[1] ta có δ
F
= 0,011 (bánh rẳng thẳng, có vát đầu răng)và
g
0
=73