Đồ án chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển

Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
Mục lục
Trang
Phần I. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
1. Chọn động cơ 3
2. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục 5
3. Bảng thông số 6
Phần II. Thiết kế các bộ truyền.
A). Bộ truyền đai.
1. Chọn loại đai 8
2. Xác định các thông số của đai và bộ truyền đai 8
3. Bảng thông số bộ truyền đai 9
B). Bộ truyền trong hộp.
1. Chọn vật liệu 9
2. Xác định các loại ứng suất cho phép 10
3. Tính toán cho cấp nhanh 12
4. Tính toán cho cấp chậm 20
5. Bảng thông số các bộ truyền bánh răng trong hộp 27
Phần III. Thiết kế trục và chọn ổ lăn.
A). Thiết kế trục .
1. Sơ đồ phân tích lực của hệ dẫn động 29
2. Giá trị của các lực ăn khớp 29
3. Tính sơ bộ trục 30
4. Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực 31
5. Xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục 31
6. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 31
7. Tính kiểm nghiệm độ bền của then 54
B). Chọn ổ lăn.
1. Chọn ổ lăn cho trục I 56
2. Chọn ổ lăn cho trục II 58

3. Chọn ổ lăn cho trục III 59
Phần IV. Tính toán các yếu tố của vỏ hộp và các chi tiết khác.
1. Tính toán các yếu tố của vỏ hộp 63
2. Bảng kê các kiểu lắp 66
1
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
Tài liệu tham khảo và tra cứu.
Đồ án đợc thiết kế dựa trên các tài liệu sau đây :
1. Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí T
1
,T
2
- Trịnh Chất ,Lê Văn
Uyển (2000) Các số liệu đợc tra trong qúa trình thiết kế và tính toán dựa trên các
bảng trong cuốn Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí T
1
,T
2
- Trịnh Chất
,Lê Văn Uyển (2000)
2. Bài tập kỹ thuật đo PGS, TS Ninh Đức Tốn
TS Nguyễn Trọng Hùng
ThS Nguyễn Thị Cẩm Tú
2
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
Phần I. chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
I. Chọn động cơ điện
1. Chọn loại, kiểu động cơ

Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc thiệt bị công nghiệp là giai đoạn
đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.
Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần đợc dẫn động và phạm vi sử dụng của loại
động cơ, ta chọn động cơ điện một chiều.
Loại động cơ này có u điểm sau: Đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ
dàng.
Tuy nhiên loại động cơ này cũng có các nhợc điểm nh sau: Giá thành cao, khó
kiếm và phải tăng thêm vốn đầu t để đặt các thiết bị chỉnh lu.
2. Công suất trên trục đông cơ:
- Điều kiện: P
đc
P
yc
P
yc
=


. P
ct

P
ct
=
1000
. F v
F = 7200N v = 0,62m/s
=> P
ct
=

=
1000
62,0 . 7200
4,46 kW
- Hiệu suất truyền động:
=
đ
.
k
.
ôt

.
2
BR
.
3
ôl
Trong đó:
k
,
đ
,
ôt
,
ôl
,
BR
lần lợt là hiệu suất của bộ truyền khớp nối, đai, ổ
trợt, ổ lăn và bánh răng. Tra bảng (2.3) trang 19 tài liệu I ta có:

k
= 0,99

đ
= 0,95

ôt
= 0,99
3
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49

ôl
= 0,99

BR
= 0,97
= 0,99. 0,95 . 099. (0,99)
3
.(0,97)
2
= 0.85
- Hệ số tải trọng tơng đơng:
ck
i
n
i
i
t

t
T
T
.
2
1
1

=








=

=
ckck
t
t
T
T
t
t
2
2
1

21
.








+
=
8
4
.8,0
8
4
2
+
= 0,9
(vì thời gian mở máy là rất nhỏ => bỏ qua)
=> P
yc
=
85,0
9,0.46,4
.
=

ct
P
= 4,72 kW
3. Xác định tốc độ động bộ của động cơ điện:
- Số vòng quay của trục máy công tác:
n
ct
=
==
340.
62,0.60000
.
.60000

D
v
34,82 v/ph
- Chọn tỉ số truyền sơ bộ của hệ:
u
sb
= u
sbh
.u
sbn
Chọn u
sbn
= 4
u
sbh
=12

u
sb
= 4 . 12 = 48
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là:
n
sb
= n
ct
. u
sb
= 34,82 . 45 = 1567 v/ph
- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n
đb
= 1500 v/ph
- Theo bảng P.13 ta chọn động cơ điện 4A112M4Y3 với các thông số:
P
đc
= 5,5 kW
n
đc
= 1425 v/ph
dn
k
T
T
= 2
T
T
mm
= 1,5

4
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
4.
4.
Phân phối tỉ số truyền
Phân phối tỉ số truyền
:
:
Xác định tỷ số truyền u
ch
của hệ dẫn động
lv
dc
ch
n
n
u =
n
dc
- Số vòng quay động cơ đã chọn, n
dc

=1425v/ph
n
lv

- Số vòng quay của trục máy công tác, n
lv

=34,82 v/ph
92,40
82,34
1425
==
ch
u
.
ng
ch h
u u u=
u
ng
- Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài
Truyền động ngoài bằngđai dẹt thờng
Chọn u
ng
= 4
u
h
- Tỉ số truyền của hộp giảm tốc


u
h
=u
ch
/u
ng
=40,92/4=10,23

Mặt khác: u
h
= u
nh
. u
ch
u
nh
- Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh
u
ch

- Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
Trong hộp giảm khai triển thờng lấy(Bảng 3.1\43-TKHDĐ-I):
u
nh
= 3,89

u
ch
=2,63
Tính lại
4999,3
63,2.89,3
92,40
.
===
chnh
ch
d

uu
u
u
II.
II.
Tính toán tốc độ quay, momen, công suất trên các trục
Tính toán tốc độ quay, momen, công suất trên các trục
a. Tính công suất P trên mỗi trục
Trục3:
ol

- Hiệu suất ổ lăn,
ol

= 0,99
kot
ct
P
P

.
3
=
=
55,4
99,0.99,0
46,4
=
(kW)

Trục 2:
1

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ,
2
0,97

=
brol
P
P

.
3
2
=
=
74,4
97,0.99,0
55,4
=
(kW)
Trục 1:

2

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ,
2

=0,97

brol
P
P

.
2
1
=
=
94,4
97,0.99,0
74,4
=
(kW)
5
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
Trục động cơ:

d

- Hiệu suất bộ truyền đai,
d

=0,95
dol
dc
P
P

.
1
'
=
=
25,5
95,0.99,0
94,4
=
(kW)
b. Tính số vòng quay trên mỗi trục
s
tr
n n u=
Trục 1
n
đc
- Số vòng quay của động cơ, n
đc
=1425(v/ph)
u
ng
tỉ số truyền bộ truyền ngoài của đai dẹt thờng ,u
ng
=4
n
1
=n
dc
/u

ng
=1425/4=356,25(v/ph)
Trục 2
n
2
= n
1
/ u
nh
u
nh
tỉ số truyền của cấp nhanh ,u
nh
=3,89
n
2
=356,25/3,89 =91,58 (v/ph)
Trục 3
n
3
= n
2
/ u
ch
u
ch
- Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm u
ch
=2,63
n

3
=91,58/2,63 = 34,82(v/ph)
c. Tính momen trên mỗi trục
Trục 1
1
1
6
1
10.55,9
n
P
T =
=
132427
25,356
94,4
10.55,9
6
=
(Nmm)
Trục 2
2
2
6
2
10.55,9
n
P
T =
=

494289
58,91
74,4
10.55,9
6
=
(Nmm)
Trục 3
3
3
6
3
10.55,9
n
P
T =
=
1354882
82,34
55,4
10.55,9
6
=
(Nmm)
Trục công tác
ct
ct
ct
n
P

T
6
10.55,9=
=
1223234
82,34
46,4
10.55,9
6
=
(Nmm)
Trục động cơ:
dc
dc
dc
n
P
T
'
6'
10.55,9=
=
21,35184
1425
25,5
10.55,9
6
=
(Nmm)
6

§å ¸n chi tiÕt m¸y NguyÔn Quang Trung B — C§T 02
- K49
III. B¶ng th«ng sè
Trôc
Th«ng sè
§éng c¬ I II III
C«ng t¸c
C«ng suÊt P
(kW)
5,25 4,94 4,74 4,55
4,46
Tû sè truyÒn u
4 3,89 2,63 4
Sè vßng quay n
(v/ph)
1425 356,25 91,58 34,82
34,82
Momen xo¾nT
(N.mm)
35184 132427 494289 1354882
1223234
7
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
Phần II. Thiết kế các bộ truyền cơ khí
A.
A.
Thiết kế bộ truyền ngoài hộp
Thiết kế bộ truyền ngoài hộp

1.Chọn loại đai:
Theo yêu cầu đã cho thì ta chọn bộ truyền ngoài là đai thang dẹt
Vật liệu đai: vải cao su
2.Kích thớc đai
- Đờng kính đai bánh nhỏ : Theo công thức 4.1 (trang 53 TKHDĐ)
d
1
=(5,2 6,4).
3
1
T

T
1
:momen xoắn trên trục bánh đai nhỏ
d
1
:Đờng kính bánh đai nhỏ
Ta biết momen xoắn trên bánh đai lớn chính bằng trục 1, nên trên bánh nhỏ
là
T
1
=T
đc
=35184 (Nmm)
Thay số : d
1
=(5,2 6,4).
3

35184
=170,39 209,71mm
Ta chọn d
1
=180 mm
- Vận tốc đai: v=

d
1
n
dc
/60000=3,14.180.1425/60000=13,43 m/s <v
max
- đờng kính bánh đai lớn : d
2
= ud
1
(1-

)
Với

=0,01 Hệ số trợt
u Tỉ số truyền của bộ truyền đai , u=4
Thay số : d
2
=4.180.(1-0,01) = 727,27 mm ,Ta chọn theo tiêu chuẩn d
2
=710
mm

Nh vậy tỉ số truyền thực tế là u
t
=d
2
/[d
1
(1-

)]=710/[180(1-0,01)]=3,98 và sai số
là
u

=
%5,0%100.
4
498,3
=

=

u
uu
t
<4% (thoả mãn trong phạm vi cho phép)
- Theo (4.3) Tính khoảng cách trục :
a = (1,5 2).(d
1
+d
2
) = (1,5 2).(180+710) = 1335 1780

Lấy a = 1400 mm
- Theo (4.4) xác định chiều dài đai : l=2a+

(d
1
+d
2
)/2+(d
2
-d
1
)
2
/(4a)
l =2.1400+3,14.(180+710)/2+(710-180)
2
/(4.1400) = 4248,16 mm
Vì là đai vải cao su nên ta tăng l thêm 100 400 mm
Lấy l = 4548 mm
- Số vòng chạy của đai I = v/l = 13,43/4,548 = 2,95 1/s < i
max
= 3 5 1/s
- Xác định lại khoảng cách trục:
a =
4
).8(
22
+

=

3150
2
)710180.(
4548
2
).(
21
=
+
=
+



dd
l
(mm)
8
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
=
265
2
180710
2
12
=

=

dd
(mm)
a =
1552
4
)265.831503150(
22
=
+
(mm)
- Theo (4.7),tính góc ôm của đai trên bánh nhỏ :
1

=180
0
-(d
2
-d
1
)57
0
/a

1

=180
0
- (710 - 180).57
0
/1552 = 160,32

0
> 150
0

3. Xác định tiết diện đai và chiều rộng đai :
- Theo (4.9),Lực vòng trên đai là : F
t
= 1000.P
dc
/v
P
dc
Công suất trên động cơ, P
dc
= 5,25 kW
v -Vận tốc đai , v = 13,43 m/s
Thay số : F
t
= 1000 .5,25 /13,43 = 390,92 N
- Theo bảng 4.8 tỉ số (
1
/ d

)
max
nên dùng là 1/40(đai vải cao su),do đó

=d
1
/40

=180/40 = 4,5 mm, do đó theo bảng 4.1 dùng loại đai B-800 không có lớp lót
,trị số

tiêu chuẩn

= 4,5mm (với số lớp 3)
- ứng suất có ích cho phép, theo (4.10):

0 0
[ ] [ ] . . .
F F v
C C C


=

[ ]
F

0
ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực đối với các loại đai

[ ]
F

0
=k
1
k
2

.
0

/d
1
trị số k
1
,k
2
tra bảng công thức (4.11) ,với
0

=1,8 Mpa khi bộ truyền nằm
ngang và định kì điều chỉnh khoảng cách trục ,tra bảng ta có k
1
=2,5, k
2
=10
thay số :
[ ]
F

0
=2,5 10.4,5/180 =2,25

C

-Hệ số ảnh hởng của góc ôm
1

trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo của
đai,ta tra bảng 4.10/trang57/TKHDĐ
C

=094
C
v
hệ số kể đến ảnh hởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai ,
ta tra bảng 4.11 với đai chất liệu cao su ,C
v
=0,97
C
0
hệ số kể ảnh hởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phơng pháp
căng
đai,tra bảng 4.12 , C
0
=1
Thay số :
[ ]
F

=
2,25.1.0,94.0,97=2,05 Mpa
- Theo công thức (4.8), chiều rộng đai b=F
t
k
đ
/
[ ]

F

.

=390,92.1,1/(4,5.2,05) =
46,61mm
k
đ
: Hệ số tải trọng động
Vì là hệ dẫn động băng tải sử dụng động cơ điện 1 chiều và làm việc 2 ca nên
chọn k
đ
= 1,1
- Chọn theo chuẩn b=50 mm
- Chiều rộng bánh đai là:B =63 Theo bảng 21-16-TKHDĐCK/II(tr 164)
4.Xác định lực căng ban đầu- và lực tác dụng lên trục:
-Theo công thức (4.12), lực căng ban đầu F
0
=
0
b

=1,8.4,5.50=405 N
9
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
- Theo công thức (4.13),lực tác dụng lên trục F
r
=2F
0

sin(
1

/2)=2.405.sin(160,32
0
/2)=797,69 N
5. Bảng kết quả tính toán các thông số của đai :

Thông số Đai dẹt
đờng kính bánh đai nhỏ d
1
,mm 180
đờng kính bánh đai lớn d
2
,mm 710
Chiều dài đai l,mm 4548
Tiết diện đai b.


(mm
2
)
50*4,5
Lực tác dụng lên trục F
r
(N) 797,69
Chiều rộng bánh đai B ,
mm
63
B.

B.
Thiết kế bộ truyền trong hộp
Thiết kế bộ truyền trong hộp


1.
1.
Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu nhóm 1 có độ rắn HB
Chọn vật liệu nhóm 1 có độ rắn HB

350.
350.
Theo bảng 6.1 chọn:
Theo bảng 6.1 chọn:
-
-
Cấp nhanh:
Cấp nhanh:
+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285
+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285
1b

= 850 MPa,
= 850 MPa,
1ch

= 580 MPa
= 580 MPa

Chọn HB
Chọn HB
1
1
= 245
= 245
+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240
+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240
2b

= 750 MPa,
= 750 MPa,
2ch

= 450 MPa
= 450 MPa
Chọn HB
Chọn HB
2
2
= 230
= 230
-
-
Cấp chậm:
Cấp chậm:
+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285
+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285
3b

= 850 MPa,
= 850 MPa,
3ch

= 580 MPa
= 580 MPa
Chọn HB
Chọn HB
3
3
= 260
= 260
+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285
+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285
4b

= 850 MPa,
= 850 MPa,
4ch

= 580 MPa
= 580 MPa
Chọn HB
Chọn HB
4
4
= 245
= 245
2.
2.

Xác định ứng suất cho phép :
Xác định ứng suất cho phép :
[ ]
HLxHVR
H
H
H
KKZZ
S

0
lim








=


10
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49


[ ]
FLxFSR

F
F
F
KKYY
S

0
lim








=


Với Z
Với Z
R
R
: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Z
Z
V
V
: Hệ số xét đến ảnh h

: Hệ số xét đến ảnh h
ởng của vận tốc vòng.
ởng của vận tốc vòng.
K
K
xH
xH
: Hệ số xét đến ảnh h
: Hệ số xét đến ảnh h
ởng của kích th
ởng của kích th
ớc bánh răng.
ớc bánh răng.


Y
Y
R
R
: Hệ số xét đến ảnh h
: Hệ số xét đến ảnh h
ởng của độ nhám mặt l
ởng của độ nhám mặt l
ợn chân răng.
ợn chân răng.


Y
Y
S

S
: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.


K
K
xF
xF
: Hệ số xét đến kích th
: Hệ số xét đến kích th
ớc bánh răng ảnh h
ớc bánh răng ảnh h
ởng đến độ bền uốn.
ởng đến độ bền uốn.
Chọn sơ bộ Z
Chọn sơ bộ Z
R
R
.Z
.Z
V
V
.K
.K
xH
xH
= 1
= 1
Y

Y
R
R
.Y
.Y
S
S
.K
.K
xF
xF
= 1
= 1
0
limH

:
ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.
0
limF

: ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.
Theo bảng 6.2/94 ta có:
0
limH

= 2HB +70 ; S
H
= 1,1
0

limF

= 1,8HB ; S
F
= 1,75
ta có:
+
0
1limH

= 2HB
1
+ 70 = 560 MPa

0
1limF

= 1,8HB
1
= 441 MPa
+
0
2limH

= 2HB
2
+70 = 530 MPa

0
2limF

= 1,8HB
2
= 414 MPa
+
0
3limH

= 2HB
3
+ 70 = 590 MPa

0
3limF

= 1,8HB
3
= 468 MPa
+
0
4limH

= 2HB
4
+ 70 = 560 MPa

0
4limF

= 1,8HB

4
= 441 MPa
K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều nên K
FC
= 1
K
HL
, K
FL
: Hệ số tuổi thọ.
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N

HB

350
350

m
m
H
H
= 6, m
= 6, m
F
F
= 6 (m
= 6 (m
H
H
, m
, m
F
F
: bậc của đ
: bậc của đ
ờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc
ờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc


và uốn)
và uốn)
N

N
HO
HO
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. Theo công thức 6.5:
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. Theo công thức 6.5:
N
N
HO
HO
= 30
= 30
4,2
HB
H
N
N
HO1
HO1
= 30.245
= 30.245
2,4
2,4
= 1,6.10
= 1,6.10
7
7
N
N
HO2
HO2

= 30.230
= 30.230
2,4
2,4
= 1,39.10
= 1,39.10
7
7
N
N
HO3
HO3
= 30.260
= 30.260
2,4
2,4
= 1,87.10
= 1,87.10
7
7
N
N
HO4
HO4
= 30.245
= 30.245
2,4
2,4
= 1,6.10
= 1,6.10

7
7
N
N
FO
FO
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
N
FO
FO
= 4.10
= 4.10
6
6
11
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
N
N
HE
HE
, N
, N
FE
FE
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất t
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất t
ơng đ

ơng đ
ơng. Theo công thức 6.7 và 6.8 ta
ơng. Theo công thức 6.7 và 6.8 ta
có:
có:
N
N
HE
HE
= 60c
= 60c
ii
i
tn
T
T

3
max









c, n,
c, n,

t
lần l
lần l
ợt là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, số vòng quay trong 1 phút
ợt là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, số vòng quay trong 1 phút
và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
N
N
HE2
HE2
= 60.1.356,25.20000.(1
= 60.1.356,25.20000.(1
3
3
.0,5 + 0,8
.0,5 + 0,8
3
3
.0,5)/3,89
.0,5)/3,89
= 8,3.10
= 8,3.10
7
7
> N
> N
HO2
HO2

K
K
HL2
HL2
= 1
= 1
Số chu kỳ chịu tải t
Số chu kỳ chịu tải t
ơng đ
ơng đ
ơng của bánh nhỏ lớn hơn số chu kỳ chịu tải của bánh
ơng của bánh nhỏ lớn hơn số chu kỳ chịu tải của bánh
lớn u
lớn u
1
1
lần:
lần:
N
N
HE1
HE1
= 8,3.10
= 8,3.10
7
7
.3,89 = 32,287.10
.3,89 = 32,287.10
7

7
> N
> N
HO1
HO1



K
K
HL1
HL1
= 1
= 1
Theo công thức 6.1a:
Theo công thức 6.1a:
[ ]
509
1,1
1.560
.
1
0
1lim
1
==

=
H
HLH
H
S
K


(MPa)
[ ]
8,481
1,1
1.530
.
2
0
2lim
2
==

=
H
HLH
H
S
K


(MPa)
Cấp nhanh sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng do đó ứng suất tiếp xúc cho
phép là:
[
H
]
n
= [
H
]
2
= 481,8 (MPa)
N
N
HE2
HE2
= N
= N
HE3
HE3
= 8,3.10

= 8,3.10
7
7
> N
> N
HO3
HO3

K
K
HL3
HL3
= 1
= 1
N
N
HE4
HE4
= N
= N
HE3
HE3
/u
/u
2
2
= 8,3.10
= 8,3.10
7
7

/2,63 = 3,15.10
/2,63 = 3,15.10
7
7
> N
> N
HO4
HO4

K
K
HL4
HL4
= 1
= 1
Theo công thức 6.1a:
Theo công thức 6.1a:
[ ]
36,536
1,1
1.590
.
3
0
3lim
3
==

=
H
HLH
H
S
K


(MPa)
[ ]
509
1,1
1.560
.
4
0
4lim
4
==

=
H
HLH
H
S
K


(MPa)
Cấp chậm sử dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng do đó ứng suất tiếp xúc cho
phép là:
[
H
]
c
=([
H
]
3
+[
H
]
4
)/2= (536,36+509)/2 = 522,68 (MPa)<1,25[
H
]
4
N

FE
= 60.c.n
2
.t
h
.
i
i
mF
max
i
t
t
T
T









N
FE2
= 60.1.356,25.20000.
[ ]
766
10.93,65,08,05,01 =+

=> N
FE2
>N
FO2
= 4.10
6

=> N
FE1
>N
FO1
= 4.10
6
Theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
= 1
12
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
[ ]
)(252
75,1
441
1lim
1
MPa
S
F
o
F

F
===


[ ]
)(57,236
75,1
414
2lim
2
MPa
S
F
o
F
F
===


[ ]
)(43,267
75,1
468
3lim
3
MPa
S
F
o
F

F
===


[ ]
)(252
75,1
441
3lim
4
MPa
S
F
o
F
F
===


Theo công thức 6.13 và 6.14 ta có: ứng suất quá tải cho phép:
[
H
]
max
=2,8.
ch
=2,8.450 = 1260 (MPa)
[
F
]

1max
= 0,8.
ch1
= 0,8.580 = 464(MPa)
[
F
]
2max
= 0,8.
ch2
= 0,8.450 = 360(MPa)
[
F
]
3max
= 0,8.
ch3
= 0,8.580 = 464(MPa)
[
F
]
4max
= 0,8.
ch4
= 0,8.580 = 464(MPa)
3. Tính toán cho cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)
a.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Khoảng cách trục a
w
đợc xác định theo công thức(6.15a):

[ ]
3
2

.
).1.(
baH
H
aw
u
KT
uKa


+=
(1)
Trong đó:
K
a
Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .
T Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm).
[
H
] ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh (MPa).
u Tỉ số truyền.
K
H

Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về tiếp xúc.

ba
Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng b
w
và khoảng cách trục a
w
.

ba
= b
w
/a
w
Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng
(thép-thép) và loại răng thẳng ta có: K
a
=49,5
Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các ổ
trong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H
1
và H
2
350HB
chọn
ba1
= 0,3. Với u = u
1
= 3,89 =>
bd1

= 0.53
ba1
.(u
1
+1) = 0,53.0,3.(3,89+1) =
0,78
Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với
bd1
= 0,78 và sơ đồ 3 chọn
K
H


= 1,115.
13
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
T = T
1
= 132427(Nmm)
[
H
] = [
H
]
n
= 481,8(MPa)
Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có:
[ ]
)(73,197

3,0.89,3.8,481
115,1.132427
).189,3.(5,49

.
).1.(
3
2
3
11
2
1
11
mm
u
KT
uKa
ba
n
H
H
aw
=+=+=


Lấy a
w1
= 198(mm).
b. Xác định các thông số ăn khớp.
Chọn mođun.

Từ khoảng cách trục a
w1
ta xác định đợc mođun theo công thức (6.17):
m
1
= (0,01ữ0,02).a
w1
= (0,01ữ0,02).198 = (1,98ữ3,96) (mm)
Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn đợc mođun theo tiêu chuẩn là:
m
1
= 3
Xác định số răng và tỉ số truyền thực.
Số răng z
1,
z
2
:
99,26
)189,3.(3
198.2
)1.(
.2
1
1
=
+
=
+
=

um
a
z
w
(răng) lấy z
1
= 27
03,10527.89,3.
12
=== zuz
(răng) lấy z
2
= 105
Suy ra tỉ số truyền thực là: u
m1
= z
2
/z
1
= 105/27 3,89 (lần)
Tổng số răng:
Z
t
= z
1
+z
2
= 27+105 = 132
a
w

=
2
132.3
= 198(mm) lấy a
w
= 200(mm)
Do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 198 đến 200(mm)
Tính hệ số dịch tâm theo (6.22):
Y = a
w
/m 0,5.(z
1
+z
2
) = 200/3 0,5.(27+105) = 0,67
Theo (6.23): k
y
= 1000.y/z
t
= 1000.0,67/132 = 5,08
Theo (6.10a): k
x
= 0,197
y = k
x
.z
t
/1000 = 0,197.132/1000 = 0,026
Tổng hệ số dịch chỉnh:
X

t
= y+y = 0,67+0,026 = 0,696
lấy hệ số:
X
1
= 0,5.(0,696 (105 - 27).0,67/132) = 0,15
X
2
= X
t
X
1
= 0,696 0,15 = 0,546
Góc ăn khớp:
cos
tw
= 132.3.cos20
0
/(2.200) = 0,93

tw
= 21,57
0
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
14
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
Theo (6.33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả
mãn điều kiện sau:
[ ]

H
2
1w1m1w
1mH1
HMH
d.u.b
)1u.(K.T2
.Z.Z.Z
+
=

(2)
Trong đó:
Z
M
Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng
6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra đợc Z
M
= 274(MPa
1/3
)
Z
H
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Z

Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
K
H
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.

d
w1
Đờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
b
w1
Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
[
H
] ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)
T
1
Momen xoắn trên trục T
1
= 132427(Nmm)
u
m1
Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp nhanh u
m1
= 3,89 (lần)
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z
H
đợc xác định theo công thức (6.34):
tw
b
H
2sin
cos.2
Z

=
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
b
đợc xác định theo công thức :

b
= arctg(cos
t1
.tg)
Góc prôfin răng
t
đợc xác định nh sau:

t1
= arctg(tg/cos)
Trong đó:
Góc prôfin gốc xác định theo TCVN 1065 71, =20
Góc nghiêng răng =0.
=>
t1
= = 20,
b
=

= 0
Góc ăn khớp
tw
đợc xác định theo công thức:

tw1

= arccos[(a
1
.cos
t1
)/a
w1
] = 21,57
0
Vậy:
71,1
)57,21(2sin
0cos.2
2sin
cos.2
1
===


tw
b
H
Z


Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Z

đợc xác định theo công thức (6.36a):
3
4
Z

=
vì hệ số trùng khớp dọc

= b
w1
.sin/(m
1
.) = 0
Với hệ số trùng khớp ngang:
73,11.
105
1
27
1
2,388,1cos.
11
2,388,1
21
=

+=














+=


zz
15
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
=>
76,0
3
73,14

3
4
=

=

=



Z
Đờng kính vòng lăn bánh chủ động d
w1
:
)(82,81
189,3
200.2
1
.2
1
1
1
mm
u
a
d
m
w
w
=

+
=
+
=
Bề rộng vành răng bánh chủ động b
w
:
b
w1
= a
w1
.
ba1
= 200.0,3 = 60(mm).
Vận tốc vòng v
1
:
)/(53,1
60000
25,356.82,81.
60000

11
1
sm
nd
v
w
===

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H
đợc xác định theo công thức (6.39):
K
H
= K
H

.K
H

.K
Hv
Trong đó:
K
H

Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về tiếp xúc. Với bánh răng thẳng K
H

=1,13
K
H

Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc. Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với

bd1

= 0,53.
ba
.(u+1) = 0,53.0,3.(3,89+1) = 0,78 và sơ đồ 3 chọn đợc K
H


=
1,115.
K
Hv
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
tiếp xúc
Xác định hệ số K
Hv
theo công thức (6.41):


+=
HH1
1w1wH
Hv
K.K.T.2
d.b.
1K
Trong đó:
1m
1w
1oHH
u
a

.v.g.=
(6.42)
Trong đó:

H
Hệ số xét đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15 ứng
với HB
1
,HB
2
<350HB và loại răng thẳng không vát đầu ta đợc trị số
H
=0,006.
g
o
Hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và bánh 2
v
1
Vận tốc vòng của bánh răng (m/s).
ứng với v
1
= 1,53 (m/s) theo bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đợc
cấp chính xác 9.Vậy theo bảng6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đợc g
o
=73.
=>
81,4
89,3
200
.53,1.73.006,0

1
1
1
===
m
w
oHH
u
a
vg

Vậy:
07,1
13,1.115,1.132427.2
82,81.60.81,4
1
2

1
1
11
=+=+=


HH
wwH
Hv
KKT
db
K

16
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
=> K
H
= K
H

.K
H

.K
Hv
= 1,07.1,115.1,13 = 1,35
Tính chính xác [
H
]:
Với v
1
= 1,53(m/s) và độ rắn mặt răng HB<350 hệ số xét đến ảnh hởng của vận
tốc vòng đợc xác định nh sau:
Z
v
= 0,85.v
0,1
= 0,85.(1,53)
0,1
= 0,89
Với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 9, khi đó cần
gia công bề mặt đạt độ nhám R

a
= 10 40(àm) => Z
R
=0,9
Đờng kính đỉnh răng:
d
a1
= d
w1
+2.m = 81,82+2.3 =87,82(mm)<700(mm) => K
xH
= 1
Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:
[
H
] = [
H
].Z
R
.Z
v
.K
xH
= 481,8.0,9.0,89.1 = 385,92(MPa)
Thay các giá trị tính đợc ở trên vào công thức (2) ta có:
[ ]
)(92,385)(68,376
82,81.89,3.60
)189,3.(35,1.132427.2
.76,0.71,1.274

)1.(.2

22
111
11
MPaMPa
dub
uKT
ZZZ
HH
wmw
mH
HMH
=<=
+
=
+
=



Kiểm nghiệm:

[ ]
=

=

1,0024,0

68,376
68,37692,385
H
HH


Thoả mãn.
Độ bền tiếp xúc đợc đảm bảo.
Tính lại chiều rộng vành răng:

[ ]
)(16,57
2
1
mmab
H
H
wbaw
=








=

Lấy b
w
= 57 mm
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc v-
ợt quá giá trị cho phép (theo công thức (6.43),(6.44)):
[ ]
1
11
11
1
2
F
ww
FF
F
m.d.b
Y.Y.Y.K.T
=

(3)
[ ]
2F
1F
2F1F
2F
Y
Y.

=
(4)
Trong đó:
Y

Hệ số xét đến độ nghiêng của răng , với răng thẳng Y

=1.
Y

Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
Y
F1
Hệ số dạng răng của bánh 1.
Y
F2
Hệ số dạng răng của bánh 2.
K
F
Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
d
w1
Đờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
b
w1
Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
17
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49

[
F1
] ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 (Mpa)(tính chính xác)
[
F2
] ứng suất uốn cho phép của bánh răng 2 (Mpa)(tính chính xác)
T
1
Momen xoắn trên trục T
1
= 132427(Nmm)
Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y

đợc xác định nh sau:
Y

=1/

với

=1,73 (tính đợc ở trên)
=> Y

=1/

=1/1,73=0,58
Hệ số dạng răng của cặp bánh răng Y
F1
, Y
F2

:
Số răng tơng đơng đợc xác định theo công thức sau:

=
3
1
1v
cos
z
z

=
3
2
2v
cos
z
z
Do đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên: z
v1
= z
1
= 27 ; z
v2
= z
2
= 105
Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnh bằng
x
1

= 0,15; x
2
=0,546 và:
Số răng tơng đơng z
v1
= 27 => Y
F1
= 3,63
Số răng tơng đơng z
v2
= 105 => Y
F2
=3,497
Hệ số tải trọng khi tính về uốn K
F
đợc xác định theo công thức(6.45):
K
F
= K
F

.K
F

.K
Fv
Trong đó:
K
F

Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn. Với bánh răng thẳng K
F

=1,37
K
F

Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn. Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với
bd1
=
0,78 và sơ đồ 3 chọn đợc K
F


= 1,233.
K
Fv
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn
Xác định hệ số K
Fv
theo công thức(6.46):


+=
FF1
1w1wF
Fv

K.K.T.2
d.b.
1K
Trong đó:
1m
1w
1oFF
u
a
.v.g.=
(6.47)

F
Hệ số xét đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15 ứng với
HB
1
, HB
2
<350HB và loại răng thẳng không vát đầu ta đợc trị số
F
= 0,016.
g
o
Hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và bánh 2, g
o
=73
v
1
Vận tốc vòng của bánh răng v
1

= 1,53 (m/s).
=>
81,12
89,3
200
.53,1.73.016,0
1
1
1
===
m
w
oFF
u
a
vg

18
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
Vậy:
11,1
37,1.223,1.132427.2
82,81.57.81,12
1
2

1
1
11

=+=+=


FF
wwF
Fv
KKT
db
K
K
F
= K
F

.K
F

.K
Fv
= 1,233.1,37.1,11 = 1,88

F1
=
3.82,81.57
63,3.1.58,0.88,1.132427.2
= 74,93 (MPa)

F2
= 74,93.3,497/3,63 = 72,18 (MPa)
Tính chính xác [

F1
]:
Với m
1
= 3(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất đ-
ợc xác định:
=> Y
s
=1,08-0,0695ln(3)=1
Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng thờng bánh răng phay
thì Y
R
=1
Đờng kính đỉnh răng d
a1
<700(mm) => K
xF
= 1
Vậy ứng xuất uốn cho phép là:
[
F1
] = [
F1
].Y
R
.Y
s
.K
xF
= 252.1.1.1 =252(MPa)

Tính chính xác [
F2
]:
Với m
1
= 3(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất đ-
ợc xác định:
=> Y
s
=1,08-0,0695ln(3)=1
Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng thờng bánh răng phay thì
Y
R
=1 K
xF
= 1
Vậy ứng xuất uốn cho phép là:
[
F2
] = [
F2
].Y
R
.Y
s
.K
xF
= 236,57.1.1.1 =236,57(MPa)
ta thấy:

F1
< [
F1
]

F2
< [
F2
]
Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cố
bất thờng ). Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và
ứng suất uốn cực đại
Với hệ số quá tải:
2,2
max
===
T
T
T
T
K
mm
qt
Trong đó :
T Momen xoắn danh nghĩa.
T
max
Momen xoắn quá tải.

19
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
T
mm
Momen mở máy.
Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
không đợc vợt quá một giá trị cho phép (6.48):
[ ]
max
HqtHmaxH
K =
Với các giá trị đợc tính ở trên:

H
= 376,68(MPa)
[
H
]
max
=1260(MPa)
=>
[ ]
max
max
71,5582,2.68,376
HqtHH
K

<===

Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất uốn
cực đại tại mặt lợn chân răng không vợt quá giá trị cho phép(6.49):
[ ]
max
FqtFmaxF
K =
Với các giá trị đợc tính ở trên:

F1
= 74,93(MPa)

F2
= 72,18(MPa)
[
F
]
max
= 464(MPa)
=>
[ ]
max
1max1
)(85,1642,2.93,74.
FqtFF
MPaK

<===
[ ]
max
2max2

)(8,1582,2.18,72.
FqtFF
MPaK

<===
Vậy bộ truyền đảm bảo về điều kiện quá tải.
20
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
4. Tính toán cho cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Khoảng cách trục a
w
đợc xác định theo công thức:
[ ]
3
ba
2
H
H
aw
.u.
K.T
).1u.(Ka

+=

(1)
Trong đó:
K

a
Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .
T Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm).
[
H
] ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp chậm (MPa).
u Tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm.
K
H

Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.

ba
Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng b
w
và khoảng cách trục a
w
.

ba
=b
w
/a
w
Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng
(thép-thép) và loại răng nghiêng ta có: K
a
= 43
Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các ổ

trong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H
1
và H
2
350HB
chọn
ba2
= 0,3
Với u = u
2
= 2,63 =>
bd2
= 0.5
ba2
.(u
2
+1) = 0,5.0,3.(2,63+1) = 0,54
Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với
bd2
= 0,54 và sơ đồ 5 chọn
K
H


= 1,03.
T = T
2
= 494289(Nmm)
[
H

] = [
H
]
C
= 522,68(MPa)
Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có:
[ ]
)(87,207
3,0.63,2.68,522
03,1.494289
).163,2.(43

.
).1.(
3
2
3
22
2
2
22
mm
u
KT
uKa
ba
c
H
H
aw

=+=+=


Lấy a
w2
=210(mm).
b. Xác định các thông số ăn khớp.
Chọn mođun.
Từ khoảng cách trục a
w2
ta xác định đợc mođun pháp m
n
theo công thức sau:
m
n
= (0,01ữ0,02).a
w2
=(0,01ữ0,02).210=(2,1ữ4,2) (mm)
Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) và tính thống nhất hoá chọn đợc
mođun theo tiêu chuẩn là: m
2
= 3(mm)
Xác định số răng, góc nghiêng và tỉ số truyền thực .
Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng = 10
=> cos = cos10= 0,9848
21
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
Số răng bánh nhỏ z
1

đợc xác định theo công thức :
98,37
)163,2.(3
10cos.210.2
)1(
cos 2
2
2
3
=
+
=
+
=

um
a
z
n
w

(răng)
Chọn số răng bánh nhỏ là: z
3
= 38(răng)
Vậy số răng bánh lớn là: z
4
= u
2
.z

3
= 38.2,63 = 99,94(răng)
Chọn số răng bánh lớn là: z
4
= 100(răng)
Suy ra tỉ số truyền thực là: u
m2
= z
4
/z
3
= 100/38 = 2,63 (lần)
Sai số tỉ số truyền là: u = u
m2
- u
2
= 2,63 - 2,63 = 0
=> %u = u.100%/ u
2
= 0%
Vậy bộ truyền đợc đảm bảo.
Xác định chính xác góc nghiêng
Ta có:
9857,0
210.2
)10038.(3
.2
)(
cos
2

43
=
+
=
+
=
w
n
a
zzm

=> =9,69
0
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện
sau:
[ ]
H
2
3w2m3w
2mH2
HMH
d.u.b
)1u.(K.T2
.Z.Z.Z
+
=

(2)
Trong đó:

Z
M
Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra đợc Z
M
= 274(MPa
1/3
)
Z
H
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Z

Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
K
H
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
d
w3
Đờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
b
w3
Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
[
H
] ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)
T
2
Momen xoắn trên trục T
2

= 494289(Nmm)
u
m2
Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp chậm u
m2
= 2,63 (lần)
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z
H
đợc xác định theo công thức sau:
tw
b
H
2sin
cos.2
Z


=
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
b
đợc xác định theo công thức :

b
= arctg(cos
t2
.tg)
Góc prôfin răng
t
đợc xác định nh sau:

t2
= arctg(tg/cos)
Trong đó:
22
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
Góc prôfin gốc xác định theo TCVN 1065 71, =20
Góc nghiêng răng =9,69
0
=>
t2
= 20,27
0
=>
b
= 9,1
0
Góc ăn khớp
tw
đợc xác định theo công thức:

tw2
=
t2
= 20,27
0
Vậy:
74,1
)27,20(2sin
1,9cos.2

2sin
cos.2
2
===
tw
b
H
Z


+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Z

đợc xác định theo công thức sau:



1
=Z
vì hệ số trùng khớp dọc
13,1
.3
69,9sin.210.63
.
sin.
0
1
===

n
w
m
b
>1
Bề rộng vành răng bánh chủ động b
w3
:
b
w3
=
ba2
.a
w2
= 0,3.210 = 63 mm
Với hệ số trùng khớp ngang:
74,19875,0.
100
1
38
1
2,388,1cos.
11
2,388,1
21
=

+=














+=


zz
Vậy:
76,0

74,1
11
===



Z
Đờng kính vòng lăn bánh chủ động d
w3
:
)(7,115
163,2
210.2
1
.2
2
2
3
mm
u
a
d
m
w
w
=
+
=
+
=

Vận tốc vòng v
2
:

)/(55,0
60000
58,91.7,115.
60000

23
1
sm
nd
v
w
===


Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H
đợc xác định theo công thức:
K
H
= K
H

.K
H

.K

Hv
Trong đó:
K
H

Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về tiếp xúc.
K
H

Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc. Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với

bd2
= 0,54 và sơ đồ 5 chọn đợc K
H


= 1,03.
K
Hv
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
tiếp xúc
Theo bảng 6.14 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với v
2
= 0,55(m/s) cấp
chính xácvề mức làm việc êm là 9 ta có K
H

=1,13

23
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
Xác định hệ số K
Hv
theo công thức:


+=
HH2
3w3wH
Hv
K.K.T.2
d.b.
1K
Trong đó:
2m
2w
2oHH
u
a
.v.g.=

H
Hệ số xét đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15 ứng
với HB
1
,HB
2
<350HB và loại răng tnghiêng ta đợc trị số

H
=0,002.
g
o
Hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 3 và bánh 4
v
2
Vận tốc vòng của bánh răng (m/s).
ứng với v
2
=0,55(m/s) theo bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đợc
cấp chính xác 9. Vậy theo bảng 6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đợc g
o
=73.
=>
72,0
63,2
210
.55,0.73.002,0
2
2
2
===
m
w
oHH
u
a
vg

Vậy:
005,1
13,1.03,1.494289.2
7,115.63.72,0
1
2

1
1
33
=+=+=


HH
wwH
Hv
KKT
db
K
=> K
H
= K
H

.K
H

.K
Hv
= 1,03.1,13.1,005 = 1,17

Tính chính xác [
H
]:
Với v
1
= 0,55 (m/s) <5(m/s) hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng Z
v
= 1 Với
cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công
bề mặt đạt độ nhám R
a
= 2,5 1,25(àm) => Z
R
=0,95
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
= d
w3
+2.m = 115,7+2.3 = 121,7(mm)<700(mm) =>
K
xH
= 1
Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:
[
H
] = [
H
].Z
R
.Z

v
.K
xH
= 522,68.0,95.1.1 =496,55 (MPa)
Thay các giá trị tính đợc ở trên vào công thức (2) ta có:
[ ]
)(55,496)(45,466
7,115.63,2.63
)163,2.(17,1.494289.2
.76,0.74,1.274

)1.(.2

22
313
22
MPaMPa
dub
uKT
ZZZ
HH
wmw
mH
HMH
=<=
+
=
+
=

Độ bền tiếp xúc đợc đảm bảo.
Kiểm nghiệm thừa bền:
[ ]
=

=

1,0065,0
45,466
45,46655,496
H
HH


Thoả mãn.
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc v-
ợt quá giá trị cho phép :
24
Đồ án chi tiết máy Nguyễn Quang Trung B CĐT 02
- K49
[ ]
1F
n3w3w
1FF2
1F
m.d.b
Y.Y.Y.K.T2

=

(3)
[ ]
2F
1F
2F1F
2F
Y
Y.


=
(4)
Trong đó:
Y

Hệ số xét đến độ nghiêng của răng.
Y

Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
Y
F1
Hệ số dạng răng của bánh 3.
Y
F2
Hệ số dạng răng của bánh 4.
K
F
Hệ số tải trọng khi tính về uốn.

d
w3
Đờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
b
w3
Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
[
F1
] ứng suất uốn cho phép của bánh răng 3 (Mpa)(tính chính xác)
[
F2
] ứng suất uốn cho phép của bánh răng 4 (Mpa)(tính chính xác)
T
2
Momen xoắn trên trục chủ động T
2
= 494289(Nmm)
Hệ số xét đến độ nghiêng của răng Y

:
Y

= 1-/140 = 1- 9,69/140 = 0,93
Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y

đợc xác định nh sau:
Y


= 1/

với


= 1,74 (tính đợc ở trên)
=> Y

=1/

=1/1,74 = 0,575
Hệ số dạng răng của cặp bánh răng Y
F1
, Y
F2
:
Số răng tơng đơng đợc xác định theo công thức sau:
67,39
69,9cos
38
cos
33
3
3
===

z
z
v

4,104

69,9cos
100
cos
33
4
4
===

z
z
v
Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnh bằng
x = 0 và:
Số răng tơng đơng z
v3
= 40 => Y
F1
= 3,74
Số răng tơng đơng z
v4
= 104 => Y
F2
=3,61
Hệ số tải trọng khi tính về uốn K
F
đợc xác định theo công thức:
K
F
= K
F

.K
F

.K
Fv
Trong đó:
K
F

Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ứng
với v
2
<2,5(m/s) và cấp chính xác mức làm việc êm 9 => K
F

=1,37
25