đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp

Phần1: Tính toán động học
I- chọn động cơ
1* Chọn động cơ điện một chiều
a
〉
Xác định công suất đặt trên trục động cơ : P
đc
*Điều kiện để chọn công suất động cơ là: P
đc
>P
yc
Trong đó P
yc
=P
td
=
η
β
*Pct

với P
ct
là công suất trên trục công tác
*Do bộ truyền có 2 tải đối xứng và sử dụng bộ truyền xích nên ta có
P
ct
=
1000
**2 vF
Do lực kéo băng tải F=12000 N
vận tốc băng tải v=0.35 m/s

Vậy Pct=
1000
35.0*12000
=4.2 kw
*Hiệu suất truyền động là
kbrcbrtolđ
n
i
i
ηηηηηηη
****
4
1
∏
=
==
Với
η
ol
hiệu suất ổ lăn

η
đ
hiệu suất bộ truyền đai

η
kn
hiệu suất khớp nối

η

brt
hiệu suất bánh răng trụ

η
brc
hiệu suất bánh răng côn
bảng 1
Hiệu suất Số lượng Giá trị

ol
η
4 0.99

đ
η
1 0.96

kn
η
1 1

brt
η
1 0.97

brc
η
1 0.96
Vậy ta có:
η

= 0.99
4
*0.96*0.96*0.97*1
= 0.85
*Hệ số tải trọng tương đương :
β
β
=














∑
=
ck
i
n
i
t
t

P
Pi
*
1
2
1
<1
Do P tỉ lệ T nên ta có
β
=














∑
=
ck
i
n
i

t
t
T
Ti
*
1
2
1
=














+







+






ckckck
mm
t
t
T
T
t
t
T
T
t
t
T
Tmm
2
2
1
22
*
1
2
*
1

1
*
1
=






++
8
6.4
*68.0
8
2.3
*1
3600*8
3
*45.1
222

=0.816
từ đó ta có
P
yc
=P
ct
*
η

β
=4.2*
85.0
816.0
=4.032 kw
b
〉
Xác định tốc bộ đồng bộ của động cơ: n
đc
ta có n
sb
=n
ct
*u
sb
*Xác định n
ct
số vòng quay trên trục công tác
nct=
D
v
*
*60000
∏
Trong đó v: vận tốc của tải v=0.35 m/s
D: đường kính tang tải D=400 mm
n
ct
=
400*14.3

35.0*60000
=16.7 v/ph
*Chọn tỉ số truyền sơ bộ u
sb
u
sbhệ
=u
sbh
*u
sbng
u
sbng
tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài
Do bộ truyền ngoài là bộ truyền đai thang nên ta chọn u
sbng
=3
(bảng 2.4)
Chọn sơ bộ tỉ số truyền hộp u
sbh
=19
(bảng 2.4)
Vậy u
sbhệ
=3*19=57
Khi đó ta có n
sb
=n
ct
*u
sbhệ

=16.7*57=952 v/ph
2*** ĐIỀU KIỆN ĐỂ CHỌN ĐỘNG CƠ LÀ
*P
đc
>P
yc
*n
đb
≈
n
sb
*T
k
/T
dn
>T
mm
/T
1
=1.45
Dựa vào bảng P1-3 trang 236 sách “ tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí” tập 1 (TK1)
Ta chọn loại động cơ có n
đb
=960 v/ph và p
yc
=5.5 kw
bảng 2
Kí hiệu động cơ 4A132S6Y3
Công suất động cơ (kw) 5.5 kw

Số vòng quay của động cơ 960 v/ph
(v/ph)
Tỷ số T
k
/T
dn
=2.0
Do P
đc
>P
yc
& T
k
/T
dn
>T
mm
/T
1
=1.45
Nên động cơ 4A132S6Y3 thoả mãn yêu cầu.
II .Phân phối tỷ số truyền
1* Xác định tỷ số truyền chung
u
ch
= n
đc
/n
ct
=

7.16
960
=57.5
ta có u
ch
=u
h
*u
ng
chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền xích là u
ng
=3
suy ra tỷ số truyền u
h
=
3
5.57
=19.17
*xác định u
1
,u
2
với u
1
là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn (cấp nhanh)
u
2
là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ (cấp chậm)
ta chọn K
be

=0.3

ψ
bd2
=1.2
[K
01
]= [K
02
]
C
k
=1.1
⇒

λ
k
=
[ ]
( )
[ ]
01
022
**1
**25.2
KKK
K
bebe
bd
−

ψ
=
( )
3.0*3.01
2.1*25.2
−
=12.9
⇒

1.171.1*9.12*
33
==
kk
C
λ
từ đồ thị h3.21(TK1) ta tìm được



=
=
4
8.4
2
1
U
U
ta tính lại U
ng
=

21
*UU
U
sb
=
995.2
4*8.4
5.57
=
2*Tính toán các thông số hình học
Nguyên tắc
P
i
:tính từ trục công tác về trục động cơ
N
i
:tính từ trục động cơ đến trục công tác
*Tính công suất trên các trục
Ta có:
Công suất trên trục công tác P
ct
=4.2 kw
Công suất trên trục III là :P
3
=
=
kot
ct
P
ηη

1*99.0
2.4
=4.242 kw
Công suất trên trục II là :P
2
=
==
99.0*97.0
242.4
*
3
olbrt
P
ηη
4.418 k w
Công suất trên trục I là :P
1
=
==
96.0*97.0
418.4
*
2
brcol
P
ηη
4.648 kw
Công suất trên trục động cơ là
P’
đc

=
==
96.0*99.0
648.4
*
1
đaiol
P
ηη
4.891 kw
*Tính số vòng quay trên các trục
Ta có :
Số vòng quay của trục động cơ là:n
đc
=960 v/ph
Số vòng quay của trục I là: n
1
=
Uđđa
ndc
=320 v/ph
Số vòng quay của trục II là: n
2
=
==
8.4
320
1
1
u

n
66.67 v/ph
Số vòng quay của trục III là :n
3
=
==
4
67.66
2
2
u
n
16.67 v/ph
Số vòng quay của trục công tác là:
nct=
1
67.16
3
=
Uk
n
=16.67 v/ph
*Tính mômen xoắn trên từng trục
Ta có:
Trên trục động cơ:
T
đc
=9.55*10
6
*

26.48655
960
891.4
*10*55.9
6
'
==
dc
dc
n
P
N.mm
Trên trục I là: T
1
=9.55*10
6
*
75.138713
320
648.4
*10*55.9
6
1
1
==
n
P
N.mm
Trên trục II là: T
2

=9.55*10
6
*
86.633846
67.66
418.4
*10*55.9
6
2
2
==
n
P
N.mm
Trên trục III là: T
3
=9.55*10
6
*
964.2430179
67.16
242.4
*10*55.9
6
3
3
==
n
P
N.mm

Trên trục công tác:
T
ct
=9.55*10
6
*
78.2406118
67.16
2.4
*10*55.9
6
==
nct
Pct
N.mm
Vậy ta có bảng sau:
trụ
c
trục
đc
Trục
I
Trục
II
Trục
III
Trục
Công tác
tỷ số
truyền U

đai
=3 U
1
=4,8 U
2
=4 U
k
=1
Công
suất
P kw
4.891 4.648 4.418 4.242 4.2
số vòng
n v/ph 960 320 66.67 16.67 16.67
Momen
xoắn
T

48655.2
6
138713.7
5
633846.8
6
2430179.96
4
2406118.7
8
N.mm
Phần II:

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn
trụ 2 cấp
*Số liệu đầu vào
P
1
=4.648 kw P
2
=4.418 kw
n
1
=320 v/ph n
2
=66.67 v/ph
u
h
=19.17 ta đã tìm được u
1
=4.8
u
2
=4
l
h
=11000 giờ
tải trọng thay đổi theo sơ đồ
I - Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên theo 6.1 (tr90 TK1)
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285
Có
σ

b1
=850 Mpa
σ
ch1
=580 Mpa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192…240
Có
σ
b1
=750 Mpa
σ
ch1
=450 Mpa
II - Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2(tr94 TK1)
với thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB=180…350
ta có
702
0
lim
+= HB
H
σ
1.1=
H
δ
HB
F
8.1
0

lim
=
σ
75.1=
F
δ
Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB
1
=245
Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB
2
=230
Khi đó





==
=+=
Mpa
Mpa
F
H
441245*8.1
56070245*2
1lim
0
1lim
σ

σ





==
=+=
Mpa
Mpa
F
H
414230*8.1
53070230*2
2lim
0
2lim
σ
σ
0
limH
σ
&
0
limF
σ
lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở
N
HO

số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N
HO1
=30*HB
2.4
=30*245
2.4
=1.6*10
7
N
HO2
=30*HB
2.4
=30*230
2.4
=1.39*10
7
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
=60c*
∑
∑









i
ii
t
t
T
T
*
3
max
 N
HE2
=60c*
∑
i
t
u
n
*
1
1
*
∑
∑









i
ii
t
t
T
T
*
3
max
=60*1*320/4.8*11000*(1
3
*3.2/8+0.68
3
*4.6/8)
=25.5*10
6
>N
HO2
Do đó hệ số tuổi thọ K
KL2
=1
Do N
HE2
< N
HE1
(u
2
<u

1
)
Suy ra N
HE1
> N
HO1
do đó K
HL1
=1
chọn sơ bộ Z
R
Z
V
Z
xl
=1
S
H
=1.1 (bảng 6.2)
theo 6.1a ta có
[
σ
H1
]=
σ
o
Hlim1
*K
HL1
/

δ
H
=560/1.1=509 Mpa
[
σ
H2
]=
σ
o
Hlim2
*K
HL2
/
δ
H
=530/1.1=481.8 Mpa
*với cấp nhanh sử dụng răng thẳng & N
HE1
> N
HO1
=> K
HL
=1
do đó
[
σ
H
]
’
=min([

σ
H1
]; [
σ
H2
])= [
σ
H2
]=481.8 Mpa
Tính ứng suất uốn cho phép
Ta có N
FE
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
FE
=60c*
∑
∑








i
i
mf
i

t
t
T
T
*
max
Trong đó m
f
=6 là bậc của đường cong mỏi ( do HB<350Mpa )
N
FE2
=60*1*320/4.8*11000(1
6
3.2/8+0.68
6
4.6/8)
=20*10
6
Do N
FO
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N
FO
=4*10
6
với mọi loại thép
 N
FE2
> N
FO

=> K
FL2
=1
 Do u
2
<u
1
=> N
FE2
< N
FE1
=> N
FE1
> N
FO
=>K
FL1
=1
 ứng uốn cho phép :
-
F
S
là hệ số an toàn khi tính về uốn. Theo bảng 6.2[1]/92:
F
S
=1,75
-
R
Y
là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

-
S
Y
là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
-
XF
K
là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền
uốn

chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
=1
[
σ
F
]=
σ
o
Flim
*K
FC
*K
FL
/S
F

với K
FC
hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
do tải quay 1 chiều nên K
FC
=1
[
σ
F1
]=441*1*1/1.75=252 Mpa
[
σ
F1
]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa
*ứng suất quá tải cho phép
[
σ
H
]
max
=2.8min (
σ
ch1
;
σ
ch2
)=2.8
σ
ch2
=2.8*450=1260 Mpa

[
σ
F1
]
max
=0.8
σ
ch1
=0.8*580=464 Mpa
[
σ
F1
]
max
=0.8
σ
ch2
=0.8*450=360 Mpa
III – Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng
1/ Xác định chiều dài côn ngoài
Công thức thiết kế
-Theo CT6.52a[1]/110:
[ ]
2
2
3
1
1. / (1 )
β
σ

 
= + −
 
e R H be be H
R K u T K K K u
Trong đó:
+
R
K
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với
truyền động bánh răng côn răng thẳng có:
0,5
d
=
R
K K
=0,5.100=50(MPa
1/3
)
+
β
H
K
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
+
be
K
là hệ số chiều rộng vành răng:

1

4=u
.8,chọn
be
K
=0,25=>
67.0
25.02
7.4*25.0
2
*
1
=
−
=
−
be
be
K
uK
+Theo bảng 6.21[1]/111, trục lắp trên ổ đũa ,tra truy hồi ta có:
β
H
K
=1,44
R
e
=50
18.4
2
+

*
( )
3
2
8.481*8.4*25.0*25.01
44.1*75.138713
−
=241.5 mm
2/ Xác định các thông số ăn khớp:
-Số răng bánh nhỏ: d
e1
=2*R
e
/
2
1
1 u+
=
mm51.98
8.41
5.241*2
2
=
+
tra bảng 6.22[1]/112=>Z
1p
=17. Với HB<350, Z
1
=1,6Z
1p

=1,6.17=27.2
răng
-Đường kính trung bình và mô đun trung bình
d
m1
=(1-0.5K
be
)d
e1
=(1-0.5*0.25)*98.51
=86.2 mm
m
tm
=d
m1
/Z
1
=86.2/27.2=3.17 mm
-Xác định mô đun:
m
te
=m
tm
/(1-0.5K
be
)=3.17/(1-0.5*0.25)=3.62 mm
Theo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn m
te
=3.5, do đó:
-Ta tính lại d

m1
& m
tm
m
tm
=m
te
*(1-0.5K
be
)=3.5(1-0.5*0.25)=3.0625 mm
vậy Z
1
=d
m1
/m
tm
=86.2/3.0625=28.15
lấy Z
1
=28 răng
-Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia
Z
2
= uZ
1
=4.8*28=134.4 răng chọn Z
2
=135 răng
1
δ

=arctg(Z
1
/Z
2
)= arctg(28/135)=11
o
43
’
2
”
2
δ
=90
o
-
1
δ
=78
o
16
’
58
”
Theo bảng 6.20[1]/110, chọn hệ số dịch chỉnh đều x
1
=0.4,x
2
= -0,4
-Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
d

m1
=Z
1
*m
tm
=28*3.0625=85.75 mm
Chiều dài côn ngoài :
R
e
=0.5*m
te
*
2
2
2
1
ZZ
+
=0.5*3.5*
22
13528 +
=241.3 mm
Chiều rộng vành răng:
b
’
=R
e
*K
be
=241.3*0.25=60.325 mm

lấy b=60 mm
3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo CT6.58[1]/113:
[ ] [ ]
2
2
1
2
1
2 1
. . . .
0,85
H
H M H H H R V XH
m
T K u
Z Z Z Z Z K
bd u
ε
σ σ σ
+
= ≤ =
Trong đó
-
M
Z
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1]/94:
M
Z

=274(Mpa
1/3
)
-
H
Z
là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Do x
t
=x
1
+x
2
=0 va do
β
=0
Tra bảng 6.12[1]/104:
H
Z
=1,76
-
Z
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
α
ε
hệ số trùng khớp ngang
α
ε
=[1.88-3.2(1/28+1/135)]*cos

m
β
=1.742

Theo 6.59a[1]/113:
4
4 1.742
0.8676
3 3
Z
α
ε
ε
−
−
= = =
-
H
K
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114:
H H H HV
K K K K
β α
=
+
H
K
β
=1,44(theo tính toán phần trên)
+

H
K
α
=1(bánh răng côn răng thẳng)
+
HV
K
=1+
1
/(2 )
m1
d
H H H
V b T K K
β α
Vận tốc vòng :
v=
1
1
320
3.14*85.75* 1.437
60000 60000
m
n
dΠ = =
m/s
-Theo bảng 6.13[1]/106, chọn cấp chính xác 9.
-Theo (6.64)
1
1

10
1
****
u
u
dvg
mHH
+
=
δν
Với
H
δ
=0,006(tra bảng 6.15 trang107 TK1)

0
g
=73(bảng 6.16)
=>
4.8 1
0.006*73*1.437* 85.75* 6.4
4.8
H
ν
+
= =
vậy
K
Hv
=1+

1
1
85.75
* * 1 6.4*60*
2 * * 2*138713.75*1*1.44
m
H
H H
d
b
T K K
α β
ν
= +
=1.0824
b=60 mm
=> K
H
=1.44*1*1.0824=1.559
Do đó ta có
2
2
4.8 1
274*1.76*0.8676* 2*138713.75*1.559
0.85*60*85.75 *4.8
H
σ
+
=
=454.124 Mpa

Ta có
-
[ ] [ ]
' 481.8*1*0.95*1 457.406( )
σ σ
= = =
H H V R xH
Z Z K MPa
Trong đó : v =1.437m/s<5m/s
→
V
Z
=1 hệ số ảnh hưởng
của vận tốc vòng; chọn cấp chính xác tiếp xúc 7,
R
a
=1.25…2.5
m
µ
→
R
Z
=1.95
d
a
<700mm
→
xH
K
=1

-Như vậy
[ ]
'
σ σ
<
H H
nhưng chênh lệch không nhiều
'
'
[ ] 457.406 454.124
0.714
[ ] 481.8
H H
H
σ σ
σ
− −
= =

o
/
o
<4%
Nên thỏa mãn
4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo CT6.66[1]/114:
[ ]
1 1 1 1 1 1
2 /(0,85 )
ε β

σ σ
= ≤
F F F m m F
T K Y Y Y bm d

[ ]
2 1 2 1 2
/
F F F F F
Y Y
σ σ σ
= ≤
Trong đó:
-T
1
là mô men xoắn trên bánh chủ động
-K
F
là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo CT6.67[1]/115:
F F F FV
K K K K
β α
=
-Tra nội suy theo bảng 6.21 trang 133 TK1 ta có:
1,44
β
=
F
K
-

F
K
α
=1(bánh răng thẳng)
-
1
1
1
2
F m
FV
F F
V bd
K
T K K
β α
= +
(CT6.68[1]/115) với
1
0
( 1)
m
F F
d u
V g v
u
δ
+
=
(6.68a)

Tra bảng 6.15[trang 107 TK1] :
0,016
F
δ
=
6.16[trang 107 TK1] :
73g
ο
=
85.75(4,8 1)
0,016.73.1.473 17.51
4,8
+
= =
F
V
Thay số
17.51*60*85.75
1 1.23 1,44*1*1.23 1.7712
2*138713.75*1,44*1
→ = + = → = =
FV F
K K
Theo trên ta có
1,742 1 /1,742 0,574
α ε
ε β
= → = =Y
-
Y

β
là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng
Y
β
=1
-
1 2
,
F F
Y Y
là hệ số dạng răng
Với Z
v1
=Z
1
/cos
3
β
=28 răng
Z
v2
=Z
2
/cos
3
β
= 135 răng
Và x
1
=0,4, x

2
=-0,4
Tra bảng 6.18[1]/107=> Y
F1
=3,48; Y
F2
=3,65
Thay số
1
2*138713.75*1.7712*1*0.574*3.48
64.13( )
0.85*60*85.75*3.5
σ
= =
F
MPa
[ ]
1
252
F
Mpa
σ
< =
2 2
1 2
+Z Z
Ta thấy
[ ]
1 1F F
σ σ

<
và
[ ]
2 2F F
σ σ
<
Như vậy độ bền uốn được đảm bảo.
5/ kiêm nghiệm về quá tải
Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : k
qt
=
1
mm
T
T
=1,45
để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt
Theo CT6.48[1]/108:
[ ]
454.124* 1,45 546.84( ) 1260( )
ax ax
σ σ σ
= = = < =
Hm H qt Hm
k MPa MPa
Theo CT6.49[1]/108:
[ ]
1max 1 1
max
σ σ . 64.13*1,45 92.99( ) σ 464( )= = = < =

F F qt F
K MPa MPa
[ ]
2max 2 2
max
σ σ . 67.26*1,45 97.527( ) σ 360( )= = = < =
F F qt F
K MPa MPa
Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.
6/ TÍNH LỰC ĂN KHỚP
F
t1
=F
t2
=2*T
1
/d
m1
=2*138713.75/85.75=3235.31 (N)
F
r1
=F
a2
= F
t1
*tan(
α
)*cos(
1
δ

)=1153.005 (N)
Fr
2
=F
a1
= F
t1
*tan(
α
)*sin(
1
δ
)=239.196 (N)
Với
α
=20
7/ CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH
RĂNG CẤP NHANH.
Thông số Kí
hiệu
Công thức Kết quả
Chiều dài côn ngoài
Chiều rộng vành răng
Chiều dài côn trung bình
Số răng bánh răng
Góc nghiêng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính chia ngoài
Góc côn chia
Chiều cao răng ngoài

Chiều cao đầu răng ngoài
Chiều cao chân răng ngoài
Đường kính đỉnh răng
ngoài
R
e
b
R
m
Z
1
,Z
2
β
x
1
,x
2
d
e
δ
e
h
ae
h
fe
h
R
e
=0,5m

te

2 2
1 2
Z Z+
b=K
be
R
e
R
m
=R
e
- 0,5b
d
e1
=m
te
Z
1
; d
e2
=m
te
Z
2
1 1 2
/ )arctg(Z Z
δ
=

0
2 1
90
δ δ
= −
2 .
e te te
h h m c= +
, với
m
os
te
h c
β
=
,
0,2
te
c m=
1 1
( )
m
os
ae te n te
h h x c m
β
= +
2 1
2
ae te te ae

h h m h= −
241.5(mm)
60(mm)
211.5(mm)
Z
1
=28;Z
2
=135
0
0
x
1,2
=0,4;-
0,4(mm)
98&472.5(mm)
12
o
1
’
20
’’
77
o
58
’
40
’’
5,5mm
3,5mm

1,5mm
2 mm
Môđun vòng ngoài
Tỉ số truyền
ae
d
te
m
m
u
1 1fe e ae
h h h= −
2 2fe e ae
h h h= −
1 1 1
2
1
os
ae e ae
d d h c
δ
= +
2 2 2
2
ae e ae
d d h= +
/(1 0,5 )
te tm be
m m K= −
4 mm

64,35mm
270.62 mm
2,5mm
4,7
IV- Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng
nghiêng
I - Chọn vật liệu
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192…240
Có
σ
b3
=750 Mpa
σ
ch3
=450 Mpa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192…240
Có
σ
b4
=750 Mpa
σ
ch4
=450 Mpa
II - Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2(tr94 TK1)
với thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB=180…350
ta có
702
0
lim

+= HB
H
σ
1.1=
H
δ
HB
F
8.1
0
lim
=
σ
75.1=
F
δ
Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB
3
=245
Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB
4
=230
Khi đó
0
lim3
lim3
2*245 70 560
1.8*245 441
H
F

Mpa
Mpa
σ
σ

= + =


= =


0
lim4
lim4
2*230 70 530
1.8*230 414
H
F
Mpa
Mpa
σ
σ

= + =


= =


0

limH
σ
&
0
limF
σ
lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở
N
HO
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N
HO3
=30*HB
2.4
=30*245
2.4
=1.6*10
7
N
HO4
=30*HB
2.4
=30*230
2.4
=1.39*10
7
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
HE

=60c*
∑
∑








i
ii
t
t
T
T
*
3
max
N
HE4
=60*1*66.67/4*11000*(1
3
*3.2/8+0.68
3
*4.6/8)
=6.4*10
6
<N

HO2
⇒
K
HL4
=
7
4
6
6
4
1.39*10
1.1
6.4*10
H
HO
m
HE
N
N
= =
N
HE3
=N
HE4
*u
2
=6.4*10
6
*4=25.6*10
6

>N
HO1

⇒
K
HL3
=1
chọn sơ bộ Z
R
Z
V
Z
xl
=1
S
H
=1.1 (bảng 6.2)
theo 6.1a ta có
[
σ
H3
]=
σ
o
Hlim3
*K
HL3
/
δ
H

=560*1/1.1=509.1Mpa
[
σ
H4
]=
σ
o
Hlim4
*K
HL4
/
δ
H
=530*1.1/1.1=530 Mpa
⇒
[
H
σ
]=509.1 Mpa
Tính ứng suất uốn cho phép
Ta có N
FE
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
FE
=60c*
∑
∑









i
i
mf
i
t
t
T
T
*
max
Trong đó m
f
=6 là bậc của đường cong mỏi ( do HB<350Mpa )
N
FE4
=60*1*66.67/4*11000(1
6
3.2/8+0.68
6
4.6/8)
=5.02*10
6
Do N
FO

số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N
FO
=4*10
6
với mọi loại thép
 N
FE4
> N
FO
=> K
FL4
=1
 N
FE3
=N
FE4
*u
2
=> N
FE4
< N
FE3
=> N
FE3
> N
FO
=>K
FL3
=1

 ứng uốn cho phép :
-
F
S
là hệ số an toàn khi tính về uốn. Theo bảng 6.2[1]/92:
F
S
=1,75
-
R
Y
là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
-
S
Y
là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
-
XF
K
là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền
uốn

chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
=1
[

σ
F
]=
σ
o
Flim
*K
FC
*K
FL
/S
F
với K
FC
hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
do tải quay 1 chiều nên K
FC
=1
[
σ
F1
]=441*1*1/1.75=252 Mpa
[
σ
F1
]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa
*ứng suất quá tải cho phép
[
σ
H

]
max
=2.8min (
σ
ch3
;
σ
ch4
)=2.8
σ
ch3
=2.8*450=1260 Mpa
[
σ
F1
]
max
=0.8
σ
ch1
=0.8*450=360 Mpa
[
σ
F1
]
max
=0.8
σ
ch2
=0.8*450=360 Mpa

2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN
-Theo CT6.15a[1]/94:
[ ]
2
3
2
2
2
( 1)
w
β
σ
= +
Ψ
H
a
H ba
T K
a K u
u
Trong đó:
+
a
K
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5[TK1]/94 được
a
K
= 49.5(MPa)
1/3

do răng thẳng
+ T
2
là mô men xoắn trên bánh chủ động, T
2
= 633846.86 Nmm
+ Theo bảng 6.6 [TK1]/95 chọn
0,4
Ψ =
ba
(bộ truyền không đối
xứng)
+Theo bảng 6.16[TK1]/95:
2
0,53 ( 1) 0,53*0,4*(4 1) 1.06Ψ = Ψ + = + =
bd ba
u
+Theo bảng 6.7[TK1]/96: theo sơ đồ 5

β
H
K
=1,05 tra theo truy hồi
Thay số ta có:
3
2
633846.86*1.05
49.5*(4 1)* 289.7( )
509.1 .4.0,4
w

= + =a mm
Lấy sơ bộ
290
w
=a
(mm)
 Xác định các thông số ăn khớp:
Theo CT 6.17 [1]/97:
(0,01 0,02) (0,01 0,02) *290 2.9 5.8
w
= → = → = →m a
Theo bảng tiêu chuẩn 6.8 chọn m = 3(mm)
Theo CT6.31[1] số răng bánh nhỏ:
1
2 2* 290*1
38.67
w
2
os
m(u +1) 3*(4+1)
β
= = =
a c
Z
. Lấy Z
1
= 39 răng
Số răng bánh lớn : Z
2
= uZ

1
=4*39 = 156. Lấy Z
2
= 156 răng
Tỉ số truyền thực :
2 1
/ 156 / 39 4= = =
m
u Z Z
-Đường kính vòng chia:
1 1
/ 3.39 /1 117( )os
β
= = =d mZ c mm
2 2
/ 3*156 /1 468( )os
β
= = =d mZ c mm
-Chiều rộng vành răng :
0,4* 290 116( )
w w
= Ψ = =
ba
b a mm
-Đường kính đỉnh răng:
1 1
2 117 2*3 123( )= + = + =
a
d d m mm
2 2

2 468 2*3 474( )= + = + =
a
d d m mm
- Đường kính đáy răng:
1 1
0,5 117 2.5*3 109.5( )= − = − =
f
d d m mm
2 2
2,5 468 2.5*3 460.5( )= − = − =
f
d d m mm
3.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC
Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
2 2
2 ( 1)
. .
2
w w2
ε
σ
+
=
H
H M H
m
T K u
Z Z Z
b u d