TÍNH CHỌN Ổ LĂN KHỚP NỐI VÀ THEN CHO CÁC TRỤC

Nguyễn Văn Thuyết
Phần I
Tính Toán Động Học
1.1 Chọn loại động cơ điện
1.1.1 Chọn động cơ
Trong thực tế có nhiều loại động cơ khác nhau, mỗi loại động cơ
đều có ưu nhược điểm riêng. Cho nên khi chọn động cơ ta cần chọn loại
động cơ tối ưu và phù hợp nhất.
 Đối với động cơ một chiều có ưu điểm là khởi động êm, hãm và
đảo chiều dễ dàng, nhưng nhược điểm của nó là đắt tiền và khó
kiếm.
 Đối với động cơ xoay chiều thì có Động cơ xoay chiều một pha và
động cơ xoay chiều ba pha .
Đối với động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ và thường
dùng trong sinh hoạt, nó có hiệu suất thấp và ít được dùng trong công
nghiệp.
Đối với động cơ ba pha cũng có hai loại là : Động cơ ba pha đồng
bộ và động cơ ba pha không đồng bộ.
 Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ
thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế là không điều chỉnh được,
1
Nguyễn Văn Thuyết
nó có ưu điểm là hiệu suất cao, hệ số quá tải lớn nhưng nó lại có
nhược điểm là thiết bị phức tạp và khá đắt tiền
 Còn động cơ ba pha không đồng bộ có kết cấu đơn giản, dễ bảo
quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công
nghiệp.Giá thành rẻ, dễ kiếm và không cần điều chỉnh tốc độ.
Từ các ưu và nhược điểm trên thì ta nên chọn động cơ ba pha không đồng
bộ để sử dụng cho hộp giảm tốc cần tính.
1.1.2 Chọn công suất động cơ động cơ
Công suất làm việc trên trục công tác.

( )
3
. 5.10 .1,2 6
ct
lv t
P F V kw
−
= = =

Trong đó:
:
t
F
Là lực vòng trên băng tải.
:V
Là vận tốc vòng băng tải.
Do ma sát, hao mòn của các bộ truyền ta có hiệu suất chung của hệ
dẫn động là:
2 4
1 2
. . . . 1.(0,97) .(0,995) .1 0,9362
k br br k ôl
η η η η η η
Σ
= = =
Trong đó:
k
η
: Là hiệu suất của khớp nối.
ôl

η
: Là hiệu suất của ổ lăn.
1br
η
: Là hiệu suất từ trục I đến trục II.
2
Nguyễn Văn Thuyết
2br
η
: Là hiệu suất từ trục II đến trục III.
Công suất làm việc trên trục động cơ:
( )
6
6,41
0,9362
ct
đc
lv
lv
P
P kw
η
Σ
= = =
1.1.3 Chọn số vòng quay của động cơ
Số vòng quay của trục công tác:
( )
3 3
60.10 . 6.10 .1,2
51

. 3,14.350
ct
V
n v p
D
π
= = =
Trong đó:
:D
Là đường kính tang dẫn băng tải.
:V
Vận tốc vòng của băng tải.
Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là n
đb
=1450 (v/p).
Khi đó tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống U
sb
được xác định:
1450
28,43
51
đb
sb
ct
n
U
n
= = =
Ta có U

sb
nằm trong khoảng
8 40U = ÷
.
Chọn động cơ thực tế:
Kiểu động cơ Công suất
(KW)
Vận tốc quay
(V/P)
T
Max
/T
dn
T
K
/T
dn
GD
2
DK 52-4 7 1440 2 1,5 0,28
3
Nguyễn Văn Thuyết
1.1.4 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn
để hệ thống có thể làm việc được. Kiểm tra diều kiện mở máy cho động
cơ theo công thức.
đc đc
mm bđ
P P≥
( )

. 1,5.7 10,5
đc đc
K
mmđm
dn
T
P P kw
T
= = =
( )
. 1,5.6,41 9,615
đc đc
bđ bd lv
P K P kw= = =
Trong đó:
đc
mm
P
: Công suất mở máy của động cơ
đc
bđ
P
: Công suất cản ban đầu trên trục động cơ.
Vậy ta có:
đc đc
mm bđ
P P>
thỏa mãn được điều kiện mở máy và làm việc.
1.2 Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của hệ thống

U
Σ
được xác định theo công thức:
đc
ct
n
U
n
Σ
=
Trong đó:
đc
n
: Số vòng quay của động cơ.
ct
n
: Số vòng quay của trục công tác.
Vì các hệ dẫn động nối tiếp với nhau nên ta có:
.
h n
U U U
Σ
=
4
Nguyễn Văn Thuyết
Trong đó:
h
U
: Tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
n

U
: Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài.
Do hệ dẫn động không có bộ truyền ngoài nên
1
n
U =
.
Thay số ta có:
1440
. 28,2
51
h
U U
Σ
= = =

1 2
. 28,2U U⇔ =
Trong đó:
1
U
: Là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh.
2
U
: Là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm.
Tỉ số truyền của hộp có thể phân theo chỉ tiêu tiết diện ngang của
hộp nhỏ nhất. Khi này tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm sẽ được tính
theo công thức:
2 2
3

2
1
.
1,2776. .
c ba
h
ba
K
U U
Ψ
=
Ψ
Trong đó:
1 2
;
ba ba
Ψ Ψ
là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và cấp
chậm.
Thực tế ta chọn
1
2
1,3
ba
ba
Ψ
=
Ψ
Hệ số
2

1 1,3
c
K = ÷
. Ta chọn
2
1,2
c
K =
Thay số vào ta có:
5
Nguyễn Văn Thuyết
3
2
1,2776. 1,2.1,3.28,2 4,5U = =
1
2
28,2
6,3
4,5
h
U
U
U
⇒ = = =
1.3 Xác định các thông số trên trục
Ký hiệu các trục I, II, III là thứ tự các trục trong hộp giảm tốc.
 Tính công suất trên các trục.
Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
( )
6

6,41
0,9362
ct
đc
lv
đc lv
P
P P kw
n
Σ
= = = =
Công suất danh nghĩa trên các trục I, II, III:
( )
0
. . 6,41.1.0,995 6,48
đc
Iđc I
P P kw
η η
+
= = =
( )
0
. . 6,48.0,97.0,995 6,25
II I I II
P P kw
η η
+
= = =
( )

0
. . 6,25.0,97.0,995 6
III II II III
P P kw
η η
+
= = =
 Tỷ số vòng quay của các trục.
( )
1440
1440
1
đc
I
đc I
n
n v p
n
+
= = =
( )
1440
229
6,3
I
II
I II
n
n v p
n

+
= = =
229
51 ( / )
4,5
II
III
II III
n
n v p
n
+
= = =
 Tính mômen xoắn trên các trục
6
Nguyễn Văn Thuyết
6
9,55.10 .
K
K
K
P
T
n
=
( )
6 6
9,55.10 . 9,55.10 .6,48
42975 .
1440

I
I
I
P
T N mm
n
= = =
( )
6 6
9,55.10 . 9,55.10 .6,25
260682 .
229
II
II
II
P
T N mm
n
= = =

( )
6 6
6
9,55.10 . 9,55.10 .6
1,1.10 .
51
III
III
III
P

T N mm
n
= = =
 Bảng kết quả tính toán:
Trục
Thông số
Động cơ I II III Công tác
Công suất
(kw)
6,51 6,48 6,25 6 6
Tỷ số truyền 1 6,3 4,5 1
Số vòng quay
(v/p)
1440 1440 229 51 51
Mômen 42975 42975 260682 1,11.10
6
1,11.10
6
7
Nguyễn Văn Thuyết
Phần II
Thiết Kế Các Bộ Truyền
Hộp giảm tốc đang thiết kế là hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm vì
vậy để tránh hiện tượng lực dọc trục trên các trục của hộp giảm tốc ta sẽ
chọn bộ truyền bánh răng cấp nhanh là bánh răng trụ răng thẳng, cấp
chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (đối xứng).
3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
2.1.1 Chọn vật liệu
Hộp giảm tốc làm việc chịu tải trung bình.
Ta chọn vật liệu có

( )
350HB Mpa≤
. Vậy ta chọn thép 45 thường
hóa có:
170 217HB = ÷
;
( )
600
b
Mpa
σ
=
;
( )
340
ch
Mpa
σ
=
Chọn độ cứng của bánh răng nhỏ:
1 180HB =
Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng
lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị.
Chọn độ cứng của bánh răng lớn:
2 170HB =
2.1.2 Xác định ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
0
lim

.
. . .
H
H HL R V XH
H
K Z Z K
S
σ
σ
=
Trong đó:
8
Nguyễn Văn Thuyết
0
lim
:
H
σ
Giới hạn mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng số chu kỳ cơ
sở.
Tra
[ ]
6.2 I

0
2 70
Hlim
HB
σ
⇒ = +

( )
0
1
2.180 70 430
Hlim
Mpa
σ
= + =
( )
0
2
2.170 70 410
Hlim
Mpa
σ
= + =
:
H
S
Hệ số an toàn, tra bảng
[ ]
6.2 1,1
H
I S⇒ =
:
R
Z
Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng.
:
V

Z
Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
:
XH
K
Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước răng.
Do thiết kế sơ bộ nên:
. . 1
R V XH
Z Z K =
:
HL
K
Hệ số tuổi thọ
H
HO
m
HL
HE
N
K
N
=
Trong đó:
:
H
m
Bậc đường công mỏi tiếp xúc
6
H

m =
:
HO
N
Số chu kỳ chịu tải khi tính về độ bền tiếp xúc.
2,4
2,4 6
1
2,4 6
2
30.
30.180 7,75.10
30.170 6,76.10
HO
HO
HO
N HB
N
N
=
= =
= =
:
HE
N
Số chu kỳ chịu tải của răng đang xét
60. . .
HE
N c nt
Σ

=
Trong đó:
:c
Số lần ăn khớp của răng khi bánh quay 1 vòng.
9
Nguyễn Văn Thuyết
:n
Số vòng quay trong 1 phút
1 2
1440 ( / ); 229 ( / )n v p n v p= =
:t
Σ
Tổng số giờ làm việc của bánh răng.
9
1
9
2
60.1.1440.8.365.8.0,9 1,81.10
60.1.229.8.365.8.0,9 0,3.10
HE
HE
N
N
= =
= =
Do
1 1 2 2
; 1
HE HO HE HO HL
N N N N K> > ⇒ =

Vậy:
[ ]
( )
0
lim1
1
430
390,9
1,1
H
H
H
Mpa
S
σ
σ
= = =
[ ]
( )
0
lim2
2
410
372,72
1,1
H
H
H
Mpa
S

σ
σ
= = =
Ứng suất tiếp xúc cho phép đối với bộ truyền cấp nhanh.
[ ] [ ] [ ]
( )
( )
1 2
; 372,72
H H H
Min Mpa
σ σ σ
= =
Ứng suất tiếp xúc cho phép đối với bộ truyền cấp chậm.
[ ]
[ ] [ ]
( )
( )
1 2
390,9 372,72
382
2 2
H H
H
Mpa
σ σ
σ
+
+
= = =

b. Ứng suất uốn cho phép
[ ]
0
lim
. . . . .
F
F FL R S FE XF
F
K Y Y K K
S
σ
σ
=
Trong đó:
0
lim
:
F
σ
Giới hạn mỏi uốn của răng ứng với số chu kỳ cơ sở.
Tra
[ ]
0
lim
6.2 1,8.
F
I HB
σ
⇒ =
( )

0
lim1
1,8. 1 1,8.180 324
F
HB Mpa
σ
= = =
10
Nguyễn Văn Thuyết
( )
0
lim2
1,8. 2 1,8.170 306
F
HB Mpa
σ
= = =
:
F
S
Hệ số an toàn. Tra
[ ]
6.2 1,75
F
I S⇒ =
:
R
Y
Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng.
:

s
Y
Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhạy của vật liệu với tập
trung ứng suất.
:
XF
K
Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Do tính sơ bộ nên:
. . 1
R S XF
Y Y K =
:
FL
K
Hệ số tuổi thọ
F
FO
m
FL
FE
N
K
N
=
Trong đó:
:
F
m
Bậc đường cong mỏi uốn

6
F
m =
:
FE
N
Số chu kỳ chịu tải
9
1 1
9
2 2
1,82.10
0,3.10
FE HE
FE HE
N N
N N
= =
= =
:
FO
N
Số chu kỳ cơ sở về uốn. Đối với thép
6
1 2
4.10
FO FO
N N= =
Do
1 1 2 2

; 1
FE FO FE FO FL
N N N N K> > ⇒ =
Vậy:
[ ]
( )
0
lim1
1
324
185,14
1,75
F
F
F
Mpa
S
σ
σ
= = =
[ ]
( )
0
lim2
2
300
171,42
1,75
F
F

F
Mpa
S
σ
σ
= = =
11
Nguyễn Văn Thuyết
c. Ứng suất quá tải cho phép
Bánh răng thường hóa nên:
[ ]
( )
ax
2,8. 2,8.340 952
H ch
M
Mpa
σ σ
= = =
[ ]
( )
ax
0,8. 0,8.340 272
F ch
M
Mpa
σ σ
= = =
2.1.3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

( )
[ ]
( )
1
3
2
W1 1
1
.
. 1 .
. .
H
a
ba H
T K
a K U
U
β
ψ σ
= +
Trong đó:
:
a
K
Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra
bảng
[ ]
( )
1/3
6.5 49,5

a
I K Mpa⇒ =
1
:U
Tỉ số truyền từ trục I sang trục II:
1
6,3U =
1
:T
Mômen xoắn trên trục I:
( )
1
42975 .T N mm=
:
ba
ψ
Hệ số chiều rộng vành răng. Tra
[ ]
6.6 0,4
ba
I
ψ
⇒ =
Hệ số
( ) ( )
1
0,53 1 0,53.0,4. 6,3 1 1,54
bd ba
U
ψ ψ

= + = + =
:
H
K
β
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng. Tra
6.7[ ] 1,05
H
I K
β
⇒ =
Thay số vào biểu thức trên ta có :
12
Nguyễn Văn Thuyết
( )
[ ]
( )
( )
1
3
3
2 2
W1 1
1
W1
.
42975.1,05
. 1 . 49,5.(6,3 1).
6,3.0,4. 372,72

. .
182,53 ( )
H
a
ba H
T K
a K U
U
a mm
β
ψ σ
= + = +
⇔ =
Chọn
W1
180 ( )a mm=
b. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun:
( ) ( )
W1
0,01 0,02 . 0,01 0,02 .180 1,8 3,6m a= ÷ = ÷ = ÷
Tra
1
6.8[ ] 2I m⇒ =
Số răng bánh răng nhỏ là

( ) ( )
W1
1
1 1

2. 2.180
24,66
. 1 2. 6,3 1
a
Z
m U
= = =
+ +
Chọn
1
25Z =
(Răng)
Số răng bánh răng lớn là
2 1 1
. 6,3.25 157,5Z U Z= = =
Chọn
2
157Z =
(Răng)
Tỉ số truyền thực là
2
1
1
157
6,28
25
th
Z
U
Z

= = =
2.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc
( )
1 1
2
W1 1 W1
2. . . 1
. . .
. .
H
H M H
T K U
Z Z Z
b U d
ε
σ
+
=
Trong đó:
13
Nguyễn Văn Thuyết
:
M
Z
Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
Tra
[ ]
( )
1/3

6.5 274
M
I Z Mpa⇒ =
:
H
Z
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Bánh răng dịch
chỉnh hay không dịch chỉnh thì
1,76; 1,6
H
Z
α
ε
= =
:Z
ε
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Do hệ số trùng khớp dọc
W1
1
.
0
.
b Sin
m
β
β
ε
π
= =

ta có :

3 4
1 1
1.88 3,2. . os
1 1
1.88 3,2. . os(0)=1,7
25 175
C
Z Z
C
α
ε β
 
 
= − +
 
 ÷
 
 
 
 
= − +
 ÷
 
 
 

4 4 1,7
0,86

3 3
Z
α
ε
ε
− −
⇒ = = =

1
:T
Mômen xoắn trên trục I:
( )
1
42975 .T N mm=
1
:
th
U
Tỉ số truyền từ trục I sang trục II:
1
6,28
th
U =
W1
:d
Đường kính vòng lăn
( )
W1
W1
1

2. 2.180
49,31
6,28 1
th
a
d mm
U
= = =
+
W1
:b
Hệ số chiều rộng vành răng
( )
W1 W1
. 0,4.180 72
ba
b a mm
ψ
= = =
:
H
K
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
. .
H H H HV
K K K K
β α
=
14
Nguyễn Văn Thuyết

Trong đó:
:
H
K
β
Hệ số kể đến sư phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng.
Tra bảng
[ ]
6.7 1,05
H
I K
β
⇒ =
:
H
K
α
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp tra theo vận tốc vòng V
1
( ) ( )
W1 1
1
. . 3,14.49,31.1440
3,71 6
60000 60000
d n
V m s m s
π

= = = <
1
:n
Số vòng quay trên trục
Tra bảng
[ ]
6.13 I ⇒
Cấp chính xác 8
Tra bảng
[ ]
6.14 1,09
H
I K
α
⇒ =
:
HV
K
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn
khớp
W1 W1
1
. .
1
2. . .
H
HV
H H
V b d
K

T K K
β α
= +
W1
0
1
. . .
H H
th
a
V g V
U
δ
=
Trong đó:
:
H
δ
Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng
[ ]
6.15 0,004
H
I
δ
⇒ =
15
Nguyễn Văn Thuyết
0
:g

Hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch các bước răng bánh 1
và 2
Tra bảng
[ ]
0
6.16 56I g⇒ =
W1
0
1
W1 W1
1
180
. . . 0,004.56.3,71. 4,44
6,28
. . 4,44.72.49,31
1 1 1,16
2. . . 2.42975.1,05.1,09
. . 1,05.1,09.1,16 1,32
H H
th
H
HV
H H
H H H HV
a
V g V
U
V b d
K
T K K

K K K K
β α
β α
δ
⇒ = = =
⇒ = + = + =
⇒ = = =
Vậy:

( )
( )
( )
( )
1 1
2
W1 1 W1
2
2. . . 1
. . .
. .
2.42975.1,32. 6,3 1
274.1,76.0,86. 359,4
72.6,3. 49.31
H
H M H
T K U
Z Z Z
b U d
Mpa
ε

σ
+
=
+
= =
 Tính giá trị cho phép thực tế.
Với
( ) ( )
3,7 5V m s m s< <
chọn cấp chính xác động học là 8.
Khi đó cần gia công bánh răng để đạt độ nhám
( )
2,5 1,25
a
R m
µ
= ÷
do
đó
0,95
R
Z =
Với
( ) ( )
3,7 5V m s m s< <
chọn
1
V
Z =
Vì

W1
700 1
XH
d K< ⇒ =
[ ] [ ]
. . . 372,72.0,95.1.1 354
th H V R XH
Z Z K
σ σ
= = =
Ta có:
[ ]
[ ]
354 359,4
.100% .100% 1,5%
354
th H
th
σ σ
σ
−
−
= =
16
Nguyễn Văn Thuyết
Vậy răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
Để đảm bảo độ bền ta tính lại chiều rộng vành răng

[ ]
( )

2
2
W1 W1
359,4
. . 0,4.180. 75
354
H
ba
th
b a mm
σ
ψ
σ
 
 
= = =
 ÷
 ÷
 
 
2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
[ ]
[ ]
1 1
1 1
W1 W1 1
2
2 1 2
1
2. . . .

. .
F
F F
F
F F F
F
T Y Y Y
d b m
Y
Y
ε β
σ σ
σ σ σ
= ≤
= ≤
Trong đó:
:Y
ε
Hệ số kể đến sư trùng khớp của răng.
1 1
0,625
1,6
Y
ε
α
ε
= = =
:Y
β
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Bánh răng thẳng

1Y
β
⇒ =
1 2
; :
F F
Y Y
Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2.
Tra bảng
[ ]
1 2
6.18 3,9; 3,6
F F
I Y Y⇒ = =
:
F
K
Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
. .
F F F FV
K K K K
β α
=
Trong đó:
:
F
K
β
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về uốn.

17
Nguyễn Văn Thuyết
Tra bảng
[ ]
6.7 1,15
F
I K
β
⇒ =
:
F
Y
α
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Với bánh răng thẳng
1
F
K
α
=
:
FV
K
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp tính về uốn.
W1 W1
1
. .
1
2. . .

F
FV
F F
V b d
K
T K K
β α
= +
Trong đó:
W1
0
. . .
F F
th
a
V g V
U
δ
=
Tra bảng
[ ] [ ]
0
6.15 ;6.16 0,001; 56
F
I I g
δ
⇒ = =

W1
0

W1 W1
1
180
. . . 0,001.56.3,71. 1,11
6,3
. . 1,11.79.49,31
1 1 1,043
2. . . 2.42975.1,15.1
F F
th
F
FV
F F
a
V g V
U
V b d
K
T K K
β α
δ
⇒ = = =
⇒ = + = + =
Vậy:
( )
1 1
1
W1 W1 1
2. . . .
2.42975.1,043.0,625.1.3,9

28,046
. . 49,31.79.2
F
F
T Y Y Y
Mpa
d b m
ε β
σ
= = =
( )
2
2 1
1
28,046.3,6
25,88
3,9
F
F F
F
Y
Mpa
Y
σ σ
= = =
 Với
1
2m =
Hệ số xét đến độ nhám của vật liệu là
1,05 0,0695.ln 2 1,059

S
Y = − =
Hệ số ảnh hưởng đến độ nhám
1
R
Y =
18
Nguyễn Văn Thuyết
Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng
1
XF
K =
vì
W1
400d <
Ta có
[ ] [ ]
( )
1 1
. . . 185,14.1.1,059.1 196,06
F F R S XF
th
Y Y K Mpa
σ σ
= = =
[ ] [ ]
( )
2 2
. . . 171,42.1.1,059.1 181,53
F F R S XF

th
Y Y K Mpa
σ σ
= = =
[ ] [ ]
[ ] [ ]
1 1
2 2
F F
th
F F
th
σ σ
σ σ
<
<
Vậy răng thỏa mãn độ bền uốn.
2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
 Ứng suất tiếp xúc
( )
. 359,4. 1,5 454,28
HMax H qt
n Mpa
σ σ
= = =
Vậy
[ ]
( )
ax
952

HMax H
M
Mpa
σ σ
< =
 Ứng suất uốn cực đại
( )
1 1
. 28,046.1,5 42,069
F Max F qt
K Mpa
σ σ
= = =
( )
2 2
. 25,88.1,5 38,82
F Max F qt
K Mpa
σ σ
= = =
Vậy
[ ]
( )
[ ]
( )
1
ax
2
ax
272

F Max F
M
F Max F
M
Mpa
Mpa
σ σ
σ σ
< =
< =
⇒
Răng thỏa mãn độ bền quá tải.
2.1.7 Các thông số bộ truyền cấp nhanh
19
Nguyễn Văn Thuyết
Khoảng cách trục
( )
W1
180a mm=

Môdun
2m =
Chiều rộng vành răng
( )
W1
72b mm=

Tỉ số truyền
1
6,28

th
U =
Góc nghiêng của răng
0
β
=
Số răng bánh 1 và 2
1 2
25; 157Z Z= =
(răng)
Đường kính vòng chia
( )
1 2
49,31; 310,65d d mm= =

Đường kính vòng lăn
( )
W1 W 2
49,31; 310,65d d mm= =

3.2 Thiết kế bộ truyền cấp chậm
2.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
( )
[ ]
( )
2
3
2
W2 2
2

.
2
1 .
. .
H
a
H ba
T
K
a K U
U
β
σ ψ
= +
Trong đó:
:
a
K
Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng.
Tra
[ ]
6.5 43
a
I K⇒ =
2
:U
Tỉ số truyền từ trục II sang trục III
2
4,5U =
2

:T
Mômen xoắn trên trục II
( )
2
260682 .T N mm=
:
H
K
β
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng.
Tra bảng
[ ]
6.7 1,28
H
I K
β
⇒ =
20
Nguyễn Văn Thuyết
Tra
[ ]
6.6 0,4
ba
I
ψ
⇒ =

( )
[ ]

( )
( )
( )
2
3
2
W2 2
2
3
2
.
2
1 .
. .
260682
.1,28
2
43. 4,5 1 . 206,65 ( )
4,5.0,4. 372,72
H
a
H ba
T
K
a K U
U
mm
β
σ ψ
⇒ = +

= + =
Chọn
( )
W2
200a mm=
2.2.2 Xác định các thông số ăn khớp
Môdun pháp:
( )
2 W 2
0,01 0,02 . 2 4m a= ÷ = ÷
Chọn
2
3m =
Chọn sơ bộ
0
35
β
=
Số răng bánh nhỏ là
( ) ( )
W 2
3
2
2. . os 2.200. os35
19,8
. 1 3. 4,5 1
O
a C C
Z
m U

β
= = ≈
+ +
Chọn
3
20Z =
(răng)
Số răng bánh lớn là
4 3 2
. 20.4,5 90Z Z U= = =
Chọn
4
90Z =
(răng)
Tỉ số truyền thực là:
4
2
3
90
4,5
20
th
Z
U
Z
= = =
Góc nghiêng
β
chính xác là
( ) ( )

0
3 4
W 2
. 3. 90 20
33
os 34,4
2. 2.200 40
m Z Z
C
a
β β
+ +
= = ≈ ⇒ ≈
21
Nguyễn Văn Thuyết
2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc
( )
2
2
2
W 2 2 W3
2. . . 1
2
. . .
. .
H th
H M H
th
T

K U
Z Z Z
b U d
ε
σ
+
=
Trong đó:
:
M
Z
Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Tra bảng
[ ]
( )
1/3
6.5 274
M
I Z Mpa⇒ =
:
H
Z
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
( )
w
2. os
2.
b
H
t

C
Z
Sin
β
α
=
Trong đó:
:
b
β
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
:
t
α
Góc profin
w
:
t
α
Góc ăn khớp
Với bánh răng không dịch chỉnh nên
0
w w
20 20
ar ar 23,8
os os(34,4)
t t t t
tg tg
ctg ctg
C C

α α α α
β
 
 
= = = ⇒ = =
 ÷
 ÷
 
 
os . os(23,8). (34,4) 0,63 32,1
O
b t b
tg C tg C tg
β α β β
= = = ⇒ =
( ) ( )
w
2. os 2. os(32,1)
1,5
2. 2.23,1
b
H
t
C C
Z
Sin Sin
β
α
⇒ = = =
:Z

ε
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
22
Nguyễn Văn Thuyết
1
Z
ε
α
ε
=
(
:
α
ε
Hệ số trùng khớp ngang)
3 4
1 1 1 1
1.88 3,2. . os 1.88 3,2. . os(34,4)=1,4
20 90
C C
Z Z
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − +
 
 ÷

 ÷
 
 
 
 
 
1 1
0,84
1,4
Z
ε
α
ε
⇒ = = =
2
:T
Mômen xoắn trên trục
( )
2
260682 .T N mm=
W3
:d
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
( )
W 2
W3
2
2. 2.200
72,72
1 4,5 1

th
a
d mm
U
= = =
+ +
W2
:b
Hệ số chiều rộng vành răng
( )
W2 W2
. 0,4.200 80
ba
b a mm
ψ
= = =
:
H
K
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
. .
H H H HV
K K K K
β α
=
Trong đó:
:
H
K
β

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng. Tra
[ ]
6.7 1,28
H
I K
β
⇒ =
:
H
K
α
Hệ số kể đên sự phân bố không đều tải trọng cho các
cặp răng đồng thời ăn khớp.
Vận tốc vòng
( )
W3
2
. . 3,14.72,72.229
0,87
60000 60000
II
d n
V m s
π
= = =
23
Nguyễn Văn Thuyết
Tra bảng
[ ]

6.13 I ⇒
Chọn cấp chính xác 9
Tra bảng
[ ]
6.14 1,13
H
I K
α
⇒ =
:
HV
K
Hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vòng ăn
khớp
W 2 W3
2
. .
1
2. . .
H
HV
H H
V b d
K
T K K
β α
= +
Trong đó:
W2
0 2

2
. . .
H H
th
a
V g V
U
δ
=
Tra
[ ] [ ]
0
6.15 ;6.16 0,002; 73
H
I I g
δ
⇒ = =
Với
0
:g
Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
W 2
0 2
2
200
. . . 0,002.73.0,87. 0,84
4,5
H H
th
a

V g V
U
δ
⇒ = = =
W2 W3
2
. . 0,84.29,088.72,72
1 1 1
2. . . 2.260682.1,28.1,13
H
HV
H H
V b d
K
T K K
β α
⇒ = + = + =
. . 1,28.1,13.1 1,44
H H H HV
K K K K
β α
⇒ = = =
( )
( )
( )
( )
2
2
2
W2 2 W3

2
2. . . 1
2
. . .
. .
260682
2. .1,44. 4,5 1
2
274.1,5.0,84. 359,5
80.4,5. 72,72
H th
H M H
th
H
T
K U
Z Z Z
b U d
Mpa
ε
σ
σ
+
⇒ =
+
⇔ = =
 Tính giá trị ứng suất cho phép thực tế
24
Nguyễn Văn Thuyết
Với

( ) ( )
2
0,87 4V m s m s= < ⇒
Chọn cấp chính xác 9. Khi đó cần
gia công bánh răng được độ nhám
( )
2,5 1,25
a
R m
µ
=
do đó
0,95
R
Z =
( ) ( )
2
0,87 4 1
V
V m s m s Z= < ⇒ =
Vì đường kính vòng đỉnh
700 1
XH
d K< ⇒ =
1
HL
K =
[ ] [ ]
( )
0

lim
. . . . . . . .
381,81.0,95 362,71
H
th R V XH HL H R V XH HL
H
Z Z K K Z Z K K
S
Mpa
σ
σ σ
 
= =
 
 
= =
Ta có:
[ ]
[ ]
362,7 359,5
.100% .100% 1%
362,7
th H
th
σ σ
σ
−
−
= ≈
⇒

Răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
2.2.4 Kiểm nghệm răng về độ bền uốn
2
1
2
1 2 1
W2 W3 2 1
2. . . . .
2
; .
. .
F F
F
F F F
F
T
K Y Y Y
Y
b d m Y
ε β
σ σ σ
= =
Trong đó:
2
:T
Mômen xoắn trên trục
( )
2
260682 .T N mm=
:Y

ε
Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc thay đổi điểm đătk
lực.
1 1
0,72
1,39
Y
ε
α
ε
= = =
:
α
ε
Hệ số trùng khớp ngang.
:Y
β
Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng của răng.
25