hộp giảm tốc phân dôi

BAI LAM ĐỒ ÁN
Mục Lục
Phần I - Tính toán phần động học
I.Xác định công suất yêu cầu
1. Tính toán cho quá trình nâng của hệ
- Hệ số trọng lượng : k
1
= 2.9 ; k
2
=2.0
- Hệ số ma sát lăn : f = 0,06
- Đường kính bánh răng : D

= 195mm
Giả thiết bỏ qua lực tỳ của con lăn C ( vì hệ thống nâng có luôn có xu hướng tách con lăn C ra khỏi thanh
dẫn hướng)
+ Xét cân bằng tại điểm A
Ta có : 2 N
1

h
2
+ 2N
2

h
2
- ( G
xn
2
L

+ G
xdc
4
L

+ G
h
2
L
) = 0

⇒

2N
1
h – ( k
1
G
h
2
L

+

k
2
G
h
4

L

+

G
h
2
L
) = 0
(Vì A nằm giữa 2 con lăn nên N
1
= N
2
)

⇒

2N
1
h – G
h
( k
1
2
L
+ k
2
4
L
+

2
L
) = 0

⇒

N
1
=
h
G
2h
L(
2
1
k
+
4
2
k
+
2
1
) =
1000.2
1250.3500
( + + ) = 5359,4 N
+ Lực ma sát trên các con lăn tì vào ray :
Trên một phía : F
ms1

= f. N
1
= 0,06. 5359,4 = 321,56 N
Do N
1
= N
2
nên F
ms1
=
Fms2
=

F
ms
=321,56 N
+ Xét cân bằng lực trên cả hệ thống nâng,ta có :
F
∑
= 4F
ms
+ G
h
+ G
xn
+ G
xdc
– 2F
cn
= 0

(Chiếu lên phương thẳng đứng hướng xuống dưới )
Tổng lực cản của hệ thống :
⇒

( ) ( ) ( )
Nkk
G
FF
h
mscn
12,1096810,29,2
2
3500
56,321.21
2
2
21
=+++=+++=
Để phát động đươc hệ thống nâng thì lực phát động phải thắng lực cản:
F
tn
= F
cn
= 10968,12 N
Công suất trên đầu ra của hộp giảm tốc là
P
lvnang
=
1000
.2

ntn
vF
=
60.1000
.11 10968,12.2
= 4,02 kW
(1)
2. Tính toán cho quá trình hạ và giữ hệ.
 Quá trình hạ của hệ :
Khi hệ thống đi xuống (hệ thống hạ) thì cả hệ thống vẫn chịu tác dụng của các lực như trường hợp nâng
hệ thống đi lên (nếu bỏ qua lực tỳ ở con lăn C) nhưng chỉ khác là F
ms1
, F
ms2
và F
tn
đổi chiều .
Ta có : N
1
= N
2
=5359,4 N => F
ms1
= F
ms2
=321,56 N
+ Xét cân bằng lực trên cả hệ thống hạ ta có :
F
∑
= - 4F

ms
+ G
h
+ G
xn
+ G
xdc
– 2F
ch
= 0
(Chiếu lên phương thẳng đứng hướng xuống dưới )
⇒
( ) ( ) ( )
Nkk
G
FF
h
msch
88,968110,29,2
2
3500
56,321.21
2
2
21
=+++−=+++−=
+Lực sinh ra để thắng lực cản của hệ thống hạ là:
F
th
= F

ch
= 9681,88 N
Công suất trên đầu ra của hộp giảm tốc khi hệ thống hạ là :
P
lvha
=
1000
.2
hth
vF
=
60.1000
9681,88.11.2
= 3,55 kW
(2)
Từ
( )
1
&
( )
2
, Ta có :
P
lv
= max
{ }
lvnang lvha
P ,P
= 4,02kW
3. Hiệu suất hệ dẫn động

( )
η
:
Hiệu suất truyền động:
= η
k
.η
4
ol
.η
2
br
.η
x
= 1.0,97
2
.0,995
4
.0,93 = 0,86
Trong đó : -Hiệu suất nối trục di động : η
k
= 1
-Hiệu suất 1 cặp ổ lăn η
ol
= 0,995 ( do có 4 cặp ổ lăn)
-Hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc η
br
= 0,97 ( do có 2 cặp bánh răng)
-Hiệu suất truyền động xích η
x

= 0,93 (Để hở).
4. Công suất cần thiết trên trục động cơ :
( )
kw
P
P
lv
yc
67,4
86,0
02,4
===
η
II. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
1. Số vòng quay trên trục công tác
96,17
60.195.
11.60000

.60000
===
πη
D
V
n
n
lv
( )
ph
vg

2. Chọn tỉ số truyền sơ bộ :
hngsb
uuu .=
Tra bảng B
2.4
21
[ ]
1
, Ta có :
 Tỉ số truyền xích u
ng
= u
x
= 2,5
 Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp : u
h
= 12
⇒ u
sb
= 12.2,5 = 30
3. Chọn số vòng quay sơ bộ :
⇒ n
sb
= n
lv
. u
sb
= 17,96.30 = 538,8
( )
ph

vg
III. Số vòng quay đồng bộ của động cơ. Chọn động cơ
1. Số vòng quay đồng bộ của động cơ :
Với n
sb
= 538,8
( )
ph
vg
thì chọn n
đb
= 750
( )
ph
vg
.
2. Chọn động cơ :
Tra bảng P1.3 phụ lục 1 trong tài liệu
[ ]
1
,chọn động cơ thỏa mãn:





≥
≈
≥
ycmmmm

sbđc
ycđc
TT
nn
PP
.
Ta chọn được kiểu động cơ : 4A132MA8Y3
 Với các thông số sau:
 Công suất danh nghĩa : P
đc
= 5,5
( )
kw

 Số vòng quay thực n
đc
= 716
( )
ph
vg


74,0=
ϕ
Cos

83% =
η

2,2

max
=
dn
T
T

k
dn
T
T
= 1,8

( )
mmd
đc
38=
IV. Phân phối tỉ số truyền

87,39
96,17
716
===
lv
đc
t
n
n
u
Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc u
h

= 12 . Tra theo bảng B
[ ]
3.1
1
43
ta được tỉ số truyền các cấp bánh răng: u
1
=4,05 & u
2
= 2,97
Tỉ số truyền của bộ truyền xích là:
32,3
12
87,39
===
h
t
x
u
u
u
Vậy







=

=
=
=
97,2
05,4
32,3
87,39
2
1
u
u
u
u
x
t

V. Tính các thông số trên trục
o Công suất trên trục:

( )
( )
( )
( )
( )
kw
P
P
kw
P
P

kw
P
P
kw
P
P
kwPP
ol
k
đc
brol
brol
xol
ct
lvct
68,4
995,0.1
66,4
66,4
97,0.995,0
50.4
.
50,4
97,0.995,0
34,4
.
34,4
93,0.995,0
02,4
.

02,4
.
1
*
2
1
3
2
3
===
===
===
===
==
η
η
ηη
ηη
ηη


o Tốc độ quay của các trục:

( )
( )
( )
( )
ph
vg
x

ct
ph
vg
ph
vg
ph
vg
đc
u
n
n
u
n
n
u
n
n
nn
93,17
32,3
53,59
53,59
97,2
79,176
7,176
05,4
716
716
3
2

2
3
1
1
2
1
===
===
===
==
o Momen trên các trục :

( )
( )
( )
( )
( )
( )
Nmm
n
P
T
Nmm
n
P
T
Nmm
n
P
T

Nmm
T
T
Nmm
n
P
T
Nmm
n
P
T
ct
ct
ct
đc
đc
đc
07,2141160
93,17
02,4
.10.55,9.10.55,9
696237
53,59
34,4
.10.55,9.10.55,9
83,243208
7,176
50,4
.10.55,9.10.55,9
52,31077

2
*
03,62155
716
66,4
.10.55,9.10.55,9
79,62421
716
68,4
.10.55,9
*
.10.55,9
66
6
3
3
6
3
6
2
2
6
2
1
1
6
1
1
6
1

66
===
===
===
==
===
===
Phần
II -
Tính
toán
thiết
kế bộ
truyền trong
II. Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng) :
 Thông số đầu vào:

( )
( )
( )
( )
( )












=
=
=
==
=
==
hL
u
n
Nmm
T
T
NmmT
kwPP
h
ph
vg
24000
05,4
716
52,31077
2
*
03,621551
4,661
1
1

1
1
1. Chọn vật liệu:
Tra bảng B
[ ]
1
92
1.6
, Ta chọn:
- Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB= 192÷214 (chọn HB
1
= 225)
Có
( )
MPa
b
750
1
=
σ
&
( )
MPa
ch
450
1
=
σ
- Bánh răng lớn: Thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB =192÷240 (chọn HB
2

= 210)
Có
( )
MPa
b
600
2
=
σ
&
( )
MPa
ch
340
2
=
σ
2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất ếp xúc cho phép
[ ]
H
σ
và ứng suất uốn cho phép
[ ]
H
σ
:
T
rục Thông
số

Động
cơ
I II III Công tác
P(kw) 4,68 4,66 4,50
4,34
4,02
TST
1
4,05 2,97 3,32
n
( )
ph
vg
716 716 176,7 59,53 17,93
T(Nmm)
62421,7
9
62155,03
/
31077,52
243208,8
3
696237
2141160,0
7
[ ]
[ ]
FLFCxFSR
F
F

F
HLxHVR
H
H
H
KKKYY
S
KKZZ
S








=








=
0
lim
0

lim
σ
σ
σ
σ
Trong đó :

R
Z
- Hệ số xét đến độ nhẵn của mặt răng làm việc

v
Z
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

xH
K

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

R
Y
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

S
Y
- Hế số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

xF
K

- Hế số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiết kế sơ bộ:
1 =
xHVR
KZZ
và
1 =
xFSR
KYY

FH
SS ,
- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .Tra bảng
[ ]
1
94
2.6
B
-
Bánh răng chủ động: SH1 = 1,1 ; SF1 = 1,75
-
Bánh răng bị động: SH1 = 1,1 ; SF2 = 1,75

,
o o
HLim FLim
σ σ
- Ứng suất tiếp xúc uốn cho phép với chu kì uốn cơ sở







=
+=
HB
HB
F
H
8,1
702
0
lim
0
lim
σ
σ
o Bánh chủ động :
( )
( )





==
=+=
⇔






=
+=
MPa
MPa
HB
HB
F
H
F
H
405225.8,1
52070225.2
8,1
702
0
1lim
0
1lim
1
0
1lim
1
0
1lim
σ
σ

σ
σ
o Bánh bị động :
( )
( )





==
=+=
⇔





=
+=
MPa
MPa
HB
HB
F
H
F
H
378210.8,1
49070210.2

8,1
702
0
2lim
0
2lim
2
0
2lim
2
0
2lim
σ
σ
σ
σ
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

H
m
HE
HO
HL
N
N
K =

và
H
m
FE
FO
FL
N
N
K =
Với m
H
, m
F
- Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và uốn.
Do bánh răng có HB < 350
⇒
m
H
= 6 & m
F
= 6
- N
H0
,N
F0
- Số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
74,24,2
1
10.325,1225.3030

1
≈==
HBHO
HN
74,24,2
10.123,1210.3030
22
≈==
HBHO
HN
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
N
FO
= 4.10
6
- N
HE
,N
FE
- Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên:
∑
=== cntNNN
FEHE
60
Với: c - là số ăn khớp trong 1 vòng quay
n - Vận tốc vòng của bánh răng

∑
t
- Tổng số giờ làm việc của bánh răng






====
====
⇒
7
222
9
1111
10.4448,2524000.7,176.1.60 60
10.24000.716.1.60.125,0 60.125,0
2
1
tncNN
tncNKN
FEHE
FEHEHE
Ta có: N
HE
≥ N
HO

⇒
Lấy N
HE
= N
HO

→ K
HL
= 1
N
FE
≥ N
FO

⇒
Lấy N
FE
= N
FO
→ K
FL
= 1
Thay số liệu vào biểu thức:

[ ]
( )
[ ]
( )







==

==
MPa
MPa
H
H
45,445
1,1
490
73,472
1,1
520
2
1
σ
σ

[ ]
( )
[ ]
( )







==
==
MPa

MPa
F
F
216
75,1
378
43,231
75,1
405
2
1
σ
σ

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

[ ]
[ ] [ ]
[ ]
[ ]
( )
MPa
H
H
HH
H
09,459
2
45,44573,472
25,1

2
min
21
=
+
=⇒
≤
+
=
σ
σ
σσ
σ

 Ứng suất tải cho phép:
[ ]
( ) ( )
[ ]
[ ]
)(272340.8,0.8,0
)(360450.8,0.8,0
1260450.8,2:.8,2
22
11
21
MPa
MPa
MPaMax
ch
Max

F
ch
Max
F
chch
Max
H
===
===
===
σσ
σσ
σσσ
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục đối với cấp nhanh
( )
[ ]
3
1
2
1
11

.*
1.
baH
H
aw
u
KT

uka
ψσ
β
+=
Trong đó:
–
a
K
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
Tra bảng B
[ ]
6.5
1
96
với bánh răng trụ răng nghiêng ta lấy
a
K
= 43
( )
3
1
MPa
–
1
T
* Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)
Có : T
1
*=31210,90(Nmm)
–

[ ]
H
σ
: Ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)
Có:
[ ]
( )
MPa
H
09,459
=
σ
– u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh
–
w
w
ba
a
b
=
ψ
,
w
b
: chiều rộng vành răng
Đối với vật liệu có độ cứng < 350HB, Tra bảng B
[ ]
6.6

1
97
, chọn
40,0
=
ba
ψ
( )
07,1)105,4.(40,0.53,01.53,0
1
=+=+= u
babd
ψψ
–
,
H F
K K
β β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính ứng suất
tiếp xúc và uốn
Tra bảng B
[ ]
6.7
1
98
ta có: Ứng với sơ đồ 3






=
=
32,1
15,1
β
β
F
H
K
K

Thay số liệu vào biểu thức:
( )
mma
w
33,102
4,0.05,4.09,459
15,1.52,31077
)105,4.(43
3
2
1
=+=⇒
Chọn a
w1
= 105 (mm)
4. Xác định các thông số ăn khớp
Ta có: m = (0,01 ÷ 0,02). a
w

= (0,01 ÷ 0,02).105 = (1,05 ÷ 2,1) (mm)
Theo bảng B
[ ]
6.8
1
99
chọn m = 2
- Xác định số răng :
Chọn sơ bộ

35=
β
, do đó Cos
β
= 0,8192
Số răng bánh nhỏ:
( ) ( )
03,17
105,4.2
8192,0.105.2
1
2
1
1
=
+
=
+
=
um

Cosa
Z
w
β
. Lấy Z
1
=17
Số răng bánh lớn:
85,6817.05,4.
112
=== ZuZ
. Lấy Z
2
=68
- Tỉ số truyền thực tế :
u
t
= =
4
17
68
=
- Sai số tỉ số truyền:
%4%23,1%100.
05,4
05,44
%100. <=
−
=
−

=∆
u
uu
u
t
- Xác định góc nghiêng của bánh răng:
( )
( )

95,35
8095,0
105.2
6817.2
.2
21
=⇒
=
+
=
+
=
β
β
w
a
ZZm
Cos
- Xác định góc ăn khớp :




21,24
95,35
20tan
arctan
tan
arctan =








=








==
Cos
Cos
twt
β
α

αα
- Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở
β
b
:

βαβ
tan.tan
tb
Cos
=
( )
( )

48,3395.35tan.21,24arctantan.arctan ===⇒ CosCos
tb
βαβ
5. Xác định các hệ số và thông số động học
- Tỉ số truyền thực tế là u
t
= 4,06
- Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng :
( )
( )





=−=−=

=
+
=
+
=
mmdad
mm
u
a
d
www
t
w
w
16842105.2.2
42
14
105.2
1
.2
22
1
- Vận tốc vòng của bánh răng:
( )
s
m
w
nd
v 57,1
1000.60

716.42.
1000.60

11
===
π
π

- Tra bảng B
[ ]
6.13
1
106
với bánh răng trụ nghiêng và v=1,57

( )
s
m
,Ta được: cấp chính xác 9
- Tra phụ lục PL
[ ]
1
250
3.2
với cấp chính xác 9, HB < 350 bánh răng trụ răng nghiêng v=1,57
( )
s
m
:




=
=
07,1
03,1
Fv
Hv
K
K

- 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 R
a
= (2,5
÷
1,25)
µ
m
⇒
Z
R
= 0,95
- Với HB < 350 thì
1,0
.85,0 vZ
v
=
. Với
( )

s
m
v 57,1=
<
( )
s
m
5
,
89,0=
v
Z
- d
a

≤
700 mm thì K
xH
= 1
- Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Chọn
1=
R
Y
- Y
s
= 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,02
- Ứng với d

a

≤
400 mm thì K
xF
= 1
-
αα
FH
KK ,
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính
về ứng suất tiếp xúc và uốn.
Với cấp chính xác làm việc êm là 9:
13,1=
α
H
K
&
37,1=
α
F
K
-
β
H
K
,
β
F
K

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính ứng suất
tiếp xúc và uốn. Tra bảng B
[ ]
6.7
1
98
(Ứng với sơ đồ 3) :





=
=
32,1
15,1
β
β
F
H
K
K
-
K
Hv
, K
FV
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc, uốn.
Với cấp chính xác 9: Tra bảng B
[ ]

6.15
1
107

002,0=⇒
H
δ

&

006,0
=
F
δ
Tra bảng B
[ ]
6.16
1
107

73=⇒
o
g
17,1
4
105
.57,1.73.002,0
0
===
t

w
HH
u
a
vgv
δ
b
w
=
ψ
ba
.a
w
= 0,42.105 = 44,1 (mm). Chọn
( )
mmb
w
45=
08,1
13,1.15,1.52,31077.2
42.42.17,1
1
.* 2

1
1
1
=+=+=⇒
αβ
HH

wwH
Hv
KKT
dbv
K

52,3
4
105
.57,1.73.006,0
0
===
t
w
FF
u
a
vgv
δ


06,1
37,1.32,1.52,31077.2
42.42.52,3
1
*.2

1
1
3

=+=+=⇒
αβ
FF
wwF
Fv
KKT
dbv
K
6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
( )
[ ]
H
wtw
tH
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
2
1
1

1 *.2

Trong đó:
- u
t
: Tỉ số truyền thực tế

u
t
= 4
- T
1
* : Momen trên trục I tác dụng lên mỗi bánh răng T
1
*=
52,31077
(Nmm)
- b
w
: Bề rộng vành răng. b
w
= 42 (mm)
-
M
Z
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Theo bảng B
[ ]
6.5
1
96

,
M
Z
= 274 MPa
1/3
-
H
Z
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
( )
49,1
42,48
48,33.2
2
.2
===


Sin
Cos
Sin
Cos
Z
tw
b
H
α
β

-

ε
Z
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với bánh răng trụ răng nghiêng:
α
ε
ε
1
=Z
Trong đó:
33,195,35.
68
1
17
1
.2,388,1
11
2,388,1
21
=













+−=














+−=

CosCos
ZZ
βε
α

⇒

87,0
33,1
11
===

α
ε
ε
Z

2,4
2
95,35sin.45
sin
===
ππ
β
ε
β
o
w
m
b
-
H
K
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
4,108,1.15,1.13,1 ===
HvHHH
KKKK
βα
Thay các số liệu vào biểu thức ta có:
( )
( )
( )

MPa
dub
uKT
ZZZ
wtw
tH
HMH
8,415
42.4.45
14.4,1.52,31077 2
87,0.49,1.274

1 *.2

22
1
1
=
+
=
+
=
ε
σ
[ ]
H
σ
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ] [ ]
( )

MPaKZZ
xHRVHH
16,3881.95,0.89.0.09,459 ===
σσ
Như vậy
[ ]
HH
σσ
<


[ ]
[ ]
%10%12,7%100.
16,388
16,3888,415
%100. <=
−
=
−
H
HH
σ
σσ
 Kiểm nghiệm răng về độ bến uốn:
[ ]
[ ]
2
1
21

2
1
11
11
1
.

*.2
F
F
FF
F
F
ww
FF
F
Y
Y
mdb
YYYKT
σ
σ
σ
σσ
βε
≤=
≤=
Trong đó:
- T
1

* - Mômen xoắn trên bánh chủ động.
- d
w1
- Đường kính vòng lăn bánh chủ động.
-
ε
Y
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

75,0
33,1
11
===
α
ε
ε
Y

-
β
Y
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
74,0
140
95,35
1
140
1 =−=−=

β

β
Y

-
3F
Y
,
4F
Y
- Hệ số răng. Theo bảng B
[ ]
1
109
18.6
, có: (Bánh răng trụ răng nghiêng có
β
=35,18
0
)
05,32
8095,0
17
33
1
1
===
β
Cos
Z
Z

v

⇒
Y
F1
= 3,8
19,128
8095,0
68
33
2
2
===
β
Cos
Z
Z
v

⇒
Y
F2
= 3,60
- K
F
– Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
93,107,1.32,1.37,1 ===
FvFFF
KKKK
βα

Thay số liệu vào biểu thức ta có:
( )
( )
MPa
Y
Y
MPa
mdb
YYYKT
F
FF
F
ww
FF
F
4,63
8,3
60,3.93,66
.
93,66
2.42.45
8,3.74,0.75,0.93,1.52,31077 2

* 2
1
21
2
11
11
1

===
===
σ
σ
σ
βε

 Xác định ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bánh bị động
[ ]
1F
σ
,
[ ]
2F
σ
[ ] [ ]
( )
[ ] [ ]
( )
MPaYYY
MPaYYY
xFSRFF
xFSRFF
30,2091.02,1.95,0.216
26,2241.02,1.95,0.43,231
22
11
===
===
σσ

σσ

⇒

[ ]
[ ]



≤
≤
22
11
FF
FF
σσ
σσ
Thỏa mãn yêu cầu kiểm nghiệm.
 Kiểm nghiệm răng về quá tải.
[ ]
[ ]
[ ]







≤=

≤=
≤=
max
44max4
max
33max3
max
max
.
.
.
FqtFF
FqtFF
HqtHH
K
K
K
σσσ
σσσ
σσσ
Với hệ số quá tải:
2,2==
T
T
K
Max
qt

( )
[ ]

( )
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )







=≤===
=≤===
=≤===
MPaMPaK
MPaMPaK
MPaMPaK
FqtFF
FqtFF
HqtHH
27248,1392,2.4,63.
36025,1472,2.93,66.
126064,5402,25,364.
max
22max2
max
11max1

max
max
σσσ
σσσ
σσσ
Một vài thông số hình học của bánh răng
 Bảng thống kê các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
S
T
T
Các thông số Kí
hiệu
Trị số Đơn
vị
1 Khoảng cách trục
w
a
105
( )
mm
2 Môđun pháp m 2
3 Chiều rộng vành răng
w
b
45
( )
mm
4 Tỉ số truyền
t
u

4
5 Góc nghiêng của răng
β
35,95

6 Số răng của bánh răng
1
Z
17
2
Z
68
7 Đường kính vòng chia
1
d
42
( )
mm
2
d
168
( )
mm
8 Đường kính đỉnh răng
1a
d
46
( )
mm
2a

d
172
( )
mm
9 Đường kính chân răng
1f
d
37
( )
mm
2f
d
163
( )
mm
1
0
Đường kính vòng cơ sở
1b
d
39,46
( )
mm
2b
d
157,87
( )
mm
1
1

Đường kính vòng lăn
1w
d
42
( )
mm
2w
d
168
( )
mm
1
2
Góc prôfin gốc
α
20

1
3
Góc prôfin răng
tw
α
24,21

1
4
Hệ số ăn khớp
α
ε
1,33

β
ε
4,2
I. Tính toán bộ truyền cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng):
 Thông số đầu vào:
( )
( )
( )
( )









=
=
=
=
==
hL
u
n
NmmT
kwPP
h
ph

vg
24000
97,2
7,176
83,243208
4,5
2
2
2
2

1. Chọn vật liệu:
Tra bảng B
[ ]
1
92
1.6
, Ta chọn:
- Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB= 192÷214 (chọn HB
3
= 225)
Có
( )
MPa
b
750
3
=
σ
&

( )
MPa
ch
450
3
=
σ
- Bánh răng lớn: Thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB =192÷240 (chọn HB
2
= 210)
Có
( )
MPa
b
600
4
=
σ
&
( )
MPa
ch
340
4
=
σ
2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất ếp xúc cho phép
[ ]
H

σ
và ứng suất uốn cho phép
[ ]
H
σ
:
[ ]
[ ]
FLFCxFSR
F
F
F
HLxHVR
H
H
H
KKKYY
S
KKZZ
S








=









=
0
lim
0
lim
σ
σ
σ
σ
Trong đó :

R
Z
- Hệ số xét đến độ nhẵn của mặt răng làm việc

v
Z
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

xH
K

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

R
Y
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

S
Y
- Hế số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

xF
K
- Hế số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiết kế sơ bộ:
1 =
xHVR
KZZ
và
1 =
xFSR
KYY

FH
SS ,
- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .Tra bảng
[ ]
1
94
2.6
B
-

Bánh răng chủ động: SH3 = 1,1 ; SF3 = 1,75
-
Bánh răng bị động: SH4 = 1,1 ; SF4 = 1,75

,
o o
HLim FLim
σ σ
- Ứng suất tiếp xúc uốn cho phép với chu kì uốn cơ sở






=
+=
HB
HB
F
H
8,1
702
0
lim
0
lim
σ
σ
o Bánh chủ động :

( )
( )





==
=+=
⇔





=
+=
MPa
MPa
HB
HB
F
H
F
H
405225.8,1
52070225.2
8,1
702
0

3lim
0
3lim
3
0
3lim
3
0
3lim
σ
σ
σ
σ
o Bánh bị động :
( )
( )





==
=+=
⇔





=

+=
MPa
MPa
HB
HB
F
H
F
H
378210.8,1
49070210.2
8,1
702
0
4lim
0
4lim
4
0
4lim
4
0
4lim
σ
σ
σ
σ
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

H
m
HE
HO
HL
N
N
K =
và
H
m
FE
FO
FL
N
N
K =
Với m
H
, m
F
- Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và uốn.
Do bánh răng có HB < 350
⇒
m
H
= 6 & m

F
= 6
- N
H0
,N
F0
- Số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
74,24,2
10.325,1225.3030
33
≈==
HBHO
HN
74,24,2
4
10.123,1210.3030
4
≈==
HBHO
HN

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
N
FO
= 4.10
6
- N
HE
,N

FE
- Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên:
∑
=== cntNNN
FEHE
60
Với: c - là số ăn khớp trong 1 vòng quay
n - Vận tốc vòng của bánh răng

∑
t
- Tổng số giờ làm việc của bánh răng





====
====
⇒
7
43
7
323
10.57232,824000.53,59.1.60 60
10.444,2524000.7,176.1.60 60
44
3
tncNN
tncNN

FEHE
FEHE
Ta có: N
HE
≥ N
HO

⇒
Lấy N
HE
= N
HO
→ K
HL
= 1
N
FE
≥ N
FO

⇒
Lấy N
FE
= N
FO
→ K
FL
= 1
Thay số liệu vào biểu thức:

[ ]
( )
[ ]
( )







==
==
MPa
MPa
H
H
45,4451.1.
1,1
490
73,4721.1.
1,1
520
4
3
σ
σ

[ ]
( )

[ ]
( )







==
==
MPa
MPa
F
F
2161.1.
75,1
378
43,2311.1.
75,1
405
4
3
σ
σ

Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

[ ] [ ] [ ]
( )

[ ]
( )
MPa
HHHH
45,445;min
443
===
σσσσ

 Ứng suất tải cho phép:
[ ]
( ) ( )
[ ]
[ ]
)(272340.8,0.8,0
)(360450.8,0.8,0
1260450.8,2:.8,2
44
33
43
MPa
MPa
MPaMax
ch
Max
F
ch
Max
F
chch

Max
H
===
===
===
σσ
σσ
σσσ
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục đối với cấp chậm:
( )
[ ]
3
2
2
2
22

.
1.
baH
H
aw
u
KT
uka
ψσ
β
+=
Trong đó:

-
a
K
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
Tra bảng B
[ ]
6.5
1
96
với bánh răng trụ răng thẳng ta lấy
a
K
= 49,5
( )
3
1
MPa
-
2
T
: Momen xoắn trên trục bánh chủ động (N.mm)
Có: T
2
= 243208,83(Nmm)
-
[ ]
H
σ
: Ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)
Có:

[ ]
H
σ
=
[ ]
( )
MPa
H
45,445
1
=
σ
-
2
u
: Tỉ số truyền cấp chậm
-
w
w
ba
a
b
=
ψ
,
w
b
: chiều rộng vành răng
Đối với vật liệu có độ cứng < 350HB, Tra bảng B
[ ]

6.6
1
97
, chọn
40,0=
ba
ψ
( )
84,0)197,2.(4,0.53,01.53,0
2
=+=+= u
babd
ψψ
-
,
H F
K K
β β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính ứng suất
tiếp xúc và uốn
Tra bảng B
[ ]
6.7
1
98
ta có: Ứng với sơ đồ 3:






=
=
24,1
12,1
β
β
F
H
K
K

Thay số vào biếu thức:
( )
mma
w
21,206
4,0.97,2.45,445
12,1.83,243208
)197,2.(5,49
3
2
2
=+=⇒
Chọn a
w2
= 206 (mm)
4. Xác định các thông số ăn khớp:
- Ta có: m = (0,01 ÷ 0,02). a
w

= (0,01 ÷ 0,02).206 = (2,06 ÷ 4,12) (mm)
Theo bảng B
[ ]
6.8
1
99
chọn m theo dãy tiêu chuẩn chọn m = 2,5
- Xác định số răng:
Số răng bánh nhỏ:
( ) ( )
5,41
197,2.5,2
206.2
1.
.2
2
2
3
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
. Lấy Z
3
=42

Số răng bánh lớn:
77,12141.97,2.
324
===
ZuZ
. Lấy Z
4
=122
Tỉ số truyền thực tế :
u
t
= =
90,2
42
122
=
– Sai số tỉ số truyền:
%4%4,2%100.
97,2
97,29,2
%100. <=
−
=
−
=∆
u
uu
u
t
– Xác định lại khoảng cách trục:

a
w
=
2
).(
21
ZZm +
=
( )
205
2
12242.5.2
=
+
(mm) . Lấy a
w
= 205 (mm)
- Hệ số dịch chỉnh:
( )
( )



=
=
mmx
mmx
0
0
2

1
– Xác định góc ăn khớp :
Cosα
tw
=
1 2
.( ).
2.
w
m Z Z Cos
a
α
+
=
( )
9397,0
205.2
20.12242.5,2
0
=
+ Cos
→ α
tw
=

20
5. Xác định các hệ số và thông số động học:
- Tỉ số truyền thực tế là u
t
= 2,90

- Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng :

( )
( )





=−=−=
=
+
=
+
=
mmdad
mm
u
a
d
www
t
w
w
87,30413,105205.2.2
13,105
190,2
205.2
1
.2

34
3

- Vận tốc vòng của bánh răng:
( )
s
m
w
nd
v 97,0
1000.60
7,176.13,105.
1000.60

23
===
π
π

- Tra bảng B
[ ]
6.13
1
106
với bánh răng trụ răng thẳng và v=0,97
( )
s
m
, Ta được : cấp chính xác 9
- Tra phụ lục PL

[ ]
1
250
3.2
với cấp chính xác 9, HB < 350 bánh răng trụ răng
thẳng v=0,97
( )
s
m
:



=
=
13,1
05,1
Fv
Hv
K
K
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 R
a
= (2,5
÷
1,25)
µ
m
⇒

Z
R
= 0,95
- Với HB < 350 thì
1,0
.85,0 vZ
v
=
. Với
( )
s
m
v 97.0
=
<
( )
s
m
5
, Z
v
=0.85 .
- d
a

≤
700 mm thì K
xH
= 1
- Y

R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Chọn
1=
R
Y
- Y
s
= 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,02
- Ứng với d
a

≤
400 mm thì K
xF
= 1
-
αα
FH
KK ,
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính
về ứng suất tiếp xúc và uốn.
Với bánh răng trụ răng thẳng thì
1==
αα
FH
KK

-
,
H F

K K
β β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính ứng suất
tiếp xúc và uốn. Tra bảng B
[ ]
6.7
1
98
(Ứng với sơ đồ 3):
-





=
=
32,1
15,1
β
β
F
H
K
K
K
Hv
, K
FV
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc, uốn.

Với cấp chính xác 9: Tra bảng B
[ ]
6.15
1
107

006,0=⇒
H
δ

&

016,0
=
F
δ
Tra bảng B
[ ]
6.16
1
107

73=⇒
o
g
57,3
90,2
205
.97,0.73.006,0
0

===
t
w
HH
u
a
vgv
δ
b
w
=
ψ
ba
.a
w
= 0,4.205 =82 (mm) . Chọn
( )
mmb
w
82
=
06,1
1.15,1.83,243208.2
13,105.82.57,3
1
2

1
2
3

=+=+=⇒
αβ
HH
wwH
Hv
KKT
dbv
K

53,9
9,2
205
97,0.73.016,0
0
===
t
w
FF
u
a
vgv
δ

13,1
1.32,1.83,243208.2
13,105.82.53,9
1
2

1

2
3
=+=+=⇒
αβ
FF
wwF
Fv
KKT
dbv
K
6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:
 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
( )
[ ]
H
wtw
tH
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
2
3
2

1 2


Trong đó:
- u
t :
Tỉ số truyền thực. u
t
= 2,90
- T
2
: Momen trên trục II. T
2
= 243208,83 (Nmm)
- b
w
: Bề rộng vành răng. b
w
= 82 (mm)
-
M
Z
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Theo bảng B
[ ]
6.5
1
96
,
M

Z
= 274 MPa
1/3
-
H
Z
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
( )
76,1
40
2
2
2
===

SinSin
Z
tw
H
α

-
ε
Z
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với bánh răng trụ răng thẳng:
3
4
α
ε

ε
−
=Z
Trong đó:
78,10
122
1
42
1
.2,388,1
11
2,388,1
43
=












+−=















+−= CosCos
ZZ
βε
α

⇒

86,0
3
78,14
3
4
=
−
=
−
=
α
ε

ε
Z

-
H
K
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
21,105,1.15,1.1 ===
HvHHH
KKKK
βα
Thay các số liệu vào biểu thức ta có:
( )
( )
58,387
13,105.90,2.82
190,2.21,1.83,243208.2
86,0.76,1.274

1 2

22
3
2
=
+
=
+
=
wtw

tH
HMH
dub
uKT
ZZZ
ε
σ

[ ]
H
σ
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ] [ ]
( )
MPaKZZ
xHRVHH
18,42395,0.1.1.45,445 ===
σσ
Như vậy
[ ]
HH
σσ
<
:
[ ]
[ ]
%10%41,8%100.
18,423
18,42358,387
%100. <=

−
=
−
H
HH
σ
σσ
 Kiểm nghiệm răng về độ bến uốn:

[ ]
[ ]
4
3
43
4
3
33
32
3
.

2
F
F
FF
F
F
ww
FF
F

Y
Y
mdb
YYYKT
σ
σ
σ
σσ
βε
≤=
≤=

Trong đó:
- T
2
- Mômen xoắn trên bánh chủ động.
- d
w3
- Đường kính vòng lăn bánh chủ động.
-
ε
Y
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

56,0
78,1
11
===
ε
ε

Y
-
β
Y
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Với răng thẳng,
1=
β
Y

-
3F
Y
,
4F
Y
- Hệ số răng. Theo bảng B
[ ]
1
109
18.6
, có: (Hệ số dịch chỉnh x=0, Bánh răng trụ răng thẳng nên
β
=

0
)
42
3
3
3

3
=== Z
Cos
Z
Z
v
β

⇒
Y
F3
= 3,70
122
4
3
4
4
=== Z
Cos
Z
Z
v
β

⇒
Y
F4
= 3,60
- K
F

– Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
49,113,1.32,1.1 ===
FvFFF
KKKK
βα
Thay số liệu vào biểu thức ta có:
( )
( )
MPa
Y
Y
MPa
mdb
YYYKT
F
FF
F
ww
FF
F
75,84
70,3
60,3.10,87
.
10,87
5,2.13,105.82
70,3.1.56,0.49,1.83,243208.2

2
3

43
4
31
32
3
===
===
σ
σ
σ
βε

 Xác định ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bánh bị động
[ ]
1F
σ
,
[ ]
2F
σ
:
[ ] [ ]
( )
[ ] [ ]
( )
MPaYYY
MPaYYY
xFSRFF
xFSRFF
32,2201.02,1.1.216

06,2361.02,1.1.43,231
44
33
===
===
σσ
σσ
⇒

[ ]
[ ]



≤
≤
44
33
FF
FF
σσ
σσ
 Kiểm nghiệm răng về quá tải.