TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG VÀ BỘ TRUYỀN XÍCH

Nguyễn Văn Bé
MỞ ĐẦU !
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với
chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến
thức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong
quá trình học môn Chi tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức
cơ bản về kết cấu máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường
gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình
học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo phôi,dung sai….
Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm
vụ biến đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công
dụng của máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm
hiểu và cố gắng hoàn thành đồ án môn học này.
Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:
_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc.
_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục.
_ Cách xác định thông số của then.
1
Nguyễn Văn Bé
_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và
các chi tiết có liên quan.
_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh
_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia
truyền động
2
Nguyễn Văn Bé
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
I.Chọn động cơ:
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ :

η
ct
tdyc
P
PP
.
==
(KW)
Trong đó :
1000
.vF
P
ct
=
(KW)
Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).
⇒

5,1
1000
6,02500
=
×
=
ct
P
(KW)
η : là hiệu suất truyền động :
1131
1

xbrolkn
k
i
m
i
ηηηηηη
==
∏
=
Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :
x
η
= 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở.
kn
η
= 1 Hiệu suất khớp nối.
ol
η
= 0,992 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín.
br
η
= 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.
⇒
η = 1 . 0,992
3
. 0,92 . 0,97 = 0,8711
⇒

722,1

8711,0
5,1
==
yc
P
(KW)
3
Nguyễn Văn Bé
1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :
n
sb
= n
ct
.U
sb

Trong đó n
ct
: là tốc độ của bộ phận công tác
U
sb
= U
sbh
. U
sbng
:Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống.
Với U
sbng
= U
x

< 2,5
⇒
chọn U
x
= 2,0 .
Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh
răng trụ: U
sbh
= 4.
⇒
U
sb
= 4 . 2,0 = 8,0.
⇒
n
sb
= n
ct
.U
sb
= 79,12 . 8,0= 632,96
(vòng/phút).
Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : n
đb
= 750(vòng/phút).
1.3. Chọn động cơ.
Ta chọn động cơ thoả mãn : P
đc

≥

P
yc
(KW) ,
n
đc
≈ n
đb
(vòng/phút).
Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu :
4A112MA8Y3 , với các thông số :
+Công suât động cơ: P
đc
= 2,2 KW.
+Vận tốc quay: n = 705 (vòng/phút)
+η% = 76,5.
4
Nguyễn Văn Bé
+Cos ϕ = 0,71.
+
2,2
max
=
Tdn
T
;
+
8,1=
dn
K
T

T
.
II. Phân phối tỷ số truyền.
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :
.91,8
12,79
1730705
===
ct
dc
c
n
n
U

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : U
x
= 2,30.
⇒

.87,3
30,2
91,8
===
x
c
br
U
U

U
Vậy ta có: U
c
= 8,91.
U
x
= 2,30.
U
br
= 3,87.
III. Xác định các thông số trên các trục :
3.1 Số vòng quay.
5
Nguyễn Văn Bé
Số vòng quay trên trục động cơ là: n
dc
= 705 (vòng/phút).
Số vòng quay trục I : n
1
=n
dc
=705 (vòng/phút).
Số vòng quay trục II: n
2
=
br
u
n
1
=

87,3
705
=182,2 (vòng/phút).
Số vòng quay trên trục công tác: n
*
ct
=
x
u
n
2
=
30,2
2,182
=79,2 (vòng/phút).
3.2 Công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác: P
ct
=1,5 (KW).
Công suất trên trục II: P
2
=
xol
ct
P
ηη
.
=
992,0.92,0
5,1

=1,64 (KW).
Công suất trên trục I: P
1
=
brol
P
ηη
.
2
=
97,0.992,0
64,1
=1,70 (KW).
Công suất thực của trục động cơ:
72,1
0,992.1
1,70
.ηη
P
P
knol
1
*
dc
===
(KW).
3.3 Tính momen xoắn trên các trục.
Áp dụng công thức : T
i
=9,55.10

6
.
i
i
n
P
ta có:
Mô men xoắn trên trục động cơ :
T
đc
= 9,55. 10
6
.
23299
705
72,1
.10.55,9
6
==
dc
dc
n
P
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục I:
6
Nguyễn Văn Bé
T
1
=

23028
705
70,1
.10.55,9.
2
1
.10.55,9
6
1
1
6
==
n
P
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục II:
T
2


=
85960
182,2
1,64
.,55.109
n
P
.10 9,55.
6
2

2
6
==
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục công tác:
T
ct
= 9,55. 10
6
.
181054
79,12
1,5
.9,55.10
n
P
6
ct
ct
==
(N.mm).
3.4 Bảng thông số động học.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
Trục
Thông số
Động cơ I II Công tác
1 3,87 2,30
n (vg/ph) 705 705 182,2 79,2
P (KW) 1,72 1,70 1,64 1,50
T (N.mm) 23299 23028 85960 181054

PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
7
Nguyễn Văn Bé
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thông số ban đầu:
P
2
=1,64 KW;
n
2
=182,2 vòng/phút ;
T
2
=85960 N.mm ;
u
x
=2,3;
β
=0.
1.1Chọn loại xích.
Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích
ống con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích
ống, chế tạo nó không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ
thuật.
1.2.Chọn số răng đĩa xích.
Với u
x
=2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:
Z
1

= 29-2. u
x
=29-2.2,3 = 24,4> Z
min
=19.
Chọn Z
1
= 25 (răng)
Số răng đĩa xích lớn: Z
2
= u
x
.Z
1
=2,3.25 = 57,5< > Z
max
=120.
Chọn Z
2
= 57 (răng).
8
Nguyễn Văn Bé
1.3.Xác định bước xích p.
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:
P
t
= P.k.k
n.
.k
z

≤
[P].
Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P
2
=1,64 KW.
+k
n
:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa
nhỏ là:
n
01
=200 (vòng/phút) → k
n
=n
01
/n
1
=200/182,2 = 1,1.
+ k
z
:Là hệ số răng : k
z
=
1
25
25
1
01
==
Z

Z
+k = k
đ
.k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
c
; trong đó:
k
đ
: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đạp nhẹ, nên ta chọn k
đ
=
1,35.
k
0
: hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa
xích trùng với phương ngang. Nên k
0
= 1.
k
a
: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn
a = 38.p; suy ra k

a
= 1.
k
đc
: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng
một trong các đĩa xích. Nên k
đc
= 1.
k
bt
: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi,
bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn k
bt
=1,3.
9
Nguyễn Văn Bé
k
c
: hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; k
c
= 1,25 (làm việc 2
ca)
⇒ k = 1. 1. 1. 1,35. 1,3. 1,25 = 2,19375.
Như vậy ta có : P
t
= 1,64.1,1.1.2,19375= 3,958 kW
Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n
01
=200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một
dãy có:

bước xích : p = 19,05 mm ;
đường kính chốt : d
c
=5,96mm ;
chiều dài ống : B=17,75 mm ;
công suất cho phép : [P]=4,80 kW.
Thỏa mãn điều kiện mòn: P
t
≤
[P]=4,80 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < p
max
1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.19,05=723,9 mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
Lấy số mắt xích chẵn : X
c
=118.
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
10
Nguyễn Văn Bé
a
*
=
( ) ( )
[ ]















−
−+−++−
2
12
2
2112
.25,05,0.25,0
π
ZZ
ZZXZZXp
cc

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một
lượng
∆a = 0,003. a
*
= 0,003. 727=2,181 mm
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a
*
- ∆a= 727 – 2,181 = 724,819 (mm).

Chọn a = 725 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i =
57,2
118.15
2,182.25
.15
.
11
==
X
nZ
< i
max
=35 (bảng 5.9).
1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và
chịu va đập khi vận hành)
Theo công thức (5.15) : S =
vtd
FFFk
Q
++
0
.
≥
[S]
Trong đó
Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q
1

= 1,9 kg ;
11
Nguyễn Văn Bé
Hệ số tải trọng động: k
đ
= 1,2
F
t
–lực vòng ;
v =
60000
11
PnZ
= 25.19,05.182,2/60000=1,45 m/s
F
t
=1000P/v = 1000.1,64/1,45 = 1131 N
F
v
:lực căng do lực li tâm gây ra: F
v
= q.v
2
= 1,9. 1,45
2
= 3,995 N
F
0
:lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F

0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81.6.2,6. 725.0,001 = 81.08 N
(hệ số võng : k
f
= 6 do bộ truyền nằm ngang)
Do đó: S =
0 0
31800
22,05
. 1,2.1131 81,08 3,995
d t
Q
k F F F
= =
+ + + +

⇒ S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
1.6 Xác định thông số của đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vòng chia:
d
1
=
( ) ( )
1
19,05
151,99

sin 180 / sin 180 / 25
p
Z
= =
mm
d
2
=
( ) ( )
2
19,05
345,81
sin 180 / sin 180 / 57
p
Z
= =
mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
d
a1
= p.[0,5 + cotg(180/Z
1
)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 160,32 mm
12
Nguyễn Văn Bé
d
a2
= p.[0,5 + cotg(180/Z
2
)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/57)] = 354,81 mm

Bán kính đáy: r = 0,5025d
l
+ 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm
Với d
l
= 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
d
f1
= d
1
- 2r = 151,99 – 2.6,03 = 139,93 (mm)
d
f2
= d
2
- 2r =345,81- 2.6,03 = 333,75 (mm)
-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (5.18) :

σ
H1
= 0,47
( )
.
.

d
vddtr
kA

EFKFK +
≤ [σ
H1
]
Trong đó:
[σ
H1
]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có
[σ
H1
]=600 Mpa
Lực va đập : F
vd
= 13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.182,2.19,05
3
.1 = 1,638N
Hệ số tải trọng động : K
đ
=1,35 (bảng 5.6)
k
đ

=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : K
r
= 0,42 (vì Z
1
=25 )
13
Nguyễn Văn Bé
Diện tích bản lề : A = 106 mm
2
(tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống
con lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.10
5
Mpa

⇒
1.106
10.1,2
).638,135,1.1131.(42,047,0
5
1
+=
H
σ
=530 MPa
⇒
σ
H1
<[σ

H
] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh
hưởng của số răng đến đĩa xích K
r
=0,23 (vì Z
2
=57) Ta có:
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc
1.7 Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):
F
r
= k
x
.F
t
; trong đó:
k
x
:hệ số xét đến tải trọng của xích
k
x
= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );
F
r
= 1,15.1131= 1300,65 (N).
1.8.Các thông số của bộ truyền xích :
14
Nguyễn Văn Bé

P
2
=1,64 KW;
n
2
=182,2 vòng/phút ;
T
2
=85960 N.mm ;
u
x
=2,3;

β
=0.
Thông số Kí hiệu Giá trị
Loại xích Xích ống con lăn
Bước xích p 19,05 mm
Số mắt xích x 118
Chiều dài xích L 2247,9 mm
Khoảng cách trục a 725 mm
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG
NGHIÊNG.
Thông số đầu vào:
P = P
I
= 1,70 (KW)
15
Nguyễn Văn Bé
T

1
= T
I
= 23028 (N.mm)
n
1
= n
I
= 705 (vòng/phút)
u = u
br
= 3,87
L
h
= 22000 (giờ)
2.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB ≤ 350,
bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập
1 ta có:
Với
)1510(
21
÷+≥
HBHB
Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: thường hoá
+Độ rắn: HB=170…217
+Chọn HB
2
=190

+Giới hạn bền:
.600
2
MPa
b
=
σ
+Giới hạn chảy:
.340
2
MPa
ch
=
σ
Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+Độ rắn: HB=192…240
+Chọn HB
1
=200
+Giới hạn bền:
1
750 .
b
MPa
σ
=

16
Nguyễn Văn Bé

+Giới hạn chảy:
1
450
ch
MPa
σ
=
2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
]
theo công thức 6.1 và 6.2:
HLxHvRH
H
H
KKZZS ).(][
lim
0
σσ
=
FLxFsRF
F
F
KKYYS ).(][
lim
0
σσ
=

Trong đó:
Z
R
-hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
v
- hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
Y
S
–hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
K
xF
–hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:
1
1
=
=
xFSR
xHVR
KYY
KZZ
S
H

, S
F
–hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh
chủ động: S
H1
=1,1; S
F1
=1,75.
Bánh bị động: S
H2
=1,1; S
F2
=1,75.
17
Nguyễn Văn Bé
lim
0
lim
0
;
FH
σσ
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ
sở
Ta có
+Bánh chủ động:
)(47070200.270.2
1
lim
0

lim
0
31
MPaHB
HH
=+=+==
σσ
)(360200.8,1.8,1
1
lim
0
lim
0
31
MPaHB
FF
====
σσ
+Bánh bị động:

)(45070190.270.2
2
lim
0
lim
0
42
MPaHB
HH
=+=+==

σσ
)(342190.8,1.8,1
2
lim
0
lim
0
42
MPaHB
FF
====
σσ
.
K
HL
, K
FL
-hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=
F

m
FE
FO
FL
N
N
K =
m
H
, m
F
-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: m
H
= 6, m
F
= 6.
N
HO
, N
FO
– số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
18
Nguyễn Văn Bé
4,2
.30
HB
HN
HO
=

→
.10.99,9200.30
64,2
1
==
HO
N

.10.83,8190.30
64,2
2
==
HO
N
N
FO
=4.10
6
.
N
HE
, N
FE
- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng tĩnh nên ta có:
N
HE
= N
FE
=60.c.n.

Σ
t
i
Trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
n- vận tốc vòng của bánh răng
L
h
=
Σ
t
i
- Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)
L
h
=22000 (giờ).
Ta có: N
HE1
= N
FE1
=60.c.n
1.
L
h
= 60.1.705.22000 = 930,6. 10
7
N
HE2
= N
FE2

=60.c.n
2.
L
h
= 60.1.705/3,84.22000 = 24,2. 10
7

Do:
N
HE1
= 930,6. 10
7
> N
HO1
= 9,99. 10
6
Suy ra K
HL1
= 1
N
HE2
= 24,2. 10
7
> N
HO2
= 8,83. 10
6
Suy ra K
HL2
= 1

N
FE1
= 930,6. 10
7
> N
FO1
= 9,99. 10
6
Suy ra K
FL1
= 1
N
FE2
= 24,2. 10
7
> N
FO2
= 8,83. 10
6
Suy ra K
FL2
= 1

Do đó, ta có:
19
Nguyễn Văn Bé
][
1H
σ
=470/1,1.1.1=427,3 MPa

][
2H
σ
=450/1,1.1.1=409,1 MPa
][
1F
σ
=360/1,75.1.1=205,7 MPa
][
2F
σ
=342/1,75.1.1=195,4 Mpa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra:

][
H
σ
=(
][
1H
σ
+
][
2H
σ
)/2=(427,3+490,1)/2=418,2 ( MPa).
2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải

,max(.8,2][
1max chH

σσ
=

σ
ch2
) =2,8.

σ
ch1
= 2,8.400 = 1260 (Mpa)

][
F
σ
1max
= 0,8
σ
ch1
=0,8.450= 360 ( Mpa)

][
F
σ
2max
= 0,8
σ
ch2
=0,8.340=272 (Mpa)
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức (6.15a):

3
2
1
][
.
).1.(
baH
H
aw
u
kT
uka
ψσ
β
+=

1
T
là mômen xoắn trên trục chủ động. T
1
= T
I
= 23028 (N.mm)

][
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
][
H

σ
= 418,2 ( MPa).
K
a,
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
20
Nguyễn Văn Bé
tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=43
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
5,03,0
÷=
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
=0,3
Chọn theo bảng 6.7 với
)1.(.5,0 += u
babd
ψψ
=0,5.0,3.(3,87+1)=0,7305
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi

tính theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với

bd
ψ
=07305,, và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được:
β
H
K
= 1,03 ;
β
F
K
= 1,05
⇒

].[102
3,0.87,3.)2,418(
03,1.23028
).187,3.(43
3
2
mma
w
=+=
Chọn a
w
=105 (mm).
2.4 Xác định các thông số ăn khớp.
2.4.1.Xác định môđun pháp m:
m = (0,01

÷
0,02) a
w
= 1,05
÷
2,1
Chọn m = 1,5.
2.4.2.Xác định số răng.
Chọn sơ bộ góc nghiêng
β
=14
0
.Suy ra cos
β
=0,970296
Công thức 6.31 ta có:
Số răng bánh nhỏ:
89,27
)187,3(5,1
970296,0.105.2
)1.(
cos 2
1
=
+
=
+
=
um
a

Z
w
β
21
Nguyễn Văn Bé
Chọn Z
1
=28 (răng)
Số răng bánh lớn
12
.ZuZ
=
=3,87.28=108,36 (răng)
Chọn Z
2
= 107 (răng)
Tỷ số truyền thực u
t
=: Z
2
/ Z
1
=107/28= 3,821
Sai lệch tỷ số truyền ∆U =
%27,1%100
87,3
87,3821,3
%100.
=
−

=
−
u
uu
t
.
Vì ∆U = 1,27%< 4% , suy ra thoả mãn.
2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng.
Tính lại góc
β
964,0
105.2
)10728.(5,1
.2
).(
cos
21
=
+
=
+
=
w
a
ZZm
β

→

β

=15
0
21’ (thỏa mãn )
Góc ăn khớp α
tw
'.4020
'2115cos
20
cos
0
=






=








==
o
ttw
tg

arctg
tg
arctg
β
α
αα
Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở
βαβ
tgtg
tb
.cos=
'.2414
257,0))'2115().'4020(cos(
0
00
=→
==→
b
b
tgaarct
β
β
2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
22
Nguyễn Văn Bé
Tỷ số truyền thực tế: u
t
= 3,821
Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng:
d

w1
=2a
w
(u
t
+1) = 2.105/(3,821+1)=43,56( mm)
d
w2
=2a
w
- d
w1
= 166,44 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng:
v=πd
w1
n
1
/60000 = 3,14.43,56.705/60000= 1,6 (m/s)
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,6 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta
đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=9.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9
+HB<350
+v= 1,6 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
K
Hv
= 1,02
K
Fv

= 1,055
Chọn : R
a
= 2,5 1,25 (µm)
⇒
Z
R
= 0,95.
HB<350 , v= 1,6 (m/s) <5 m/s; suy ra Z
V
= 1.
với d
a
= d
w2
= 166,44 (mm)< 700mm suy ra K
xH
=1
Chọn Y
R
= 1
Y
S
= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(1,5)= 1,05
Với CCX=9, v= 1,6 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được:
23
Nguyễn Văn Bé

α
H

K
=1,13

α
F
K
=1,37
Hệ số tập trung tải trọng:
β
H
K
= 1,03 ;
β
F
K
= 1,05(chọn ở mục 2.3).
2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Công thức 6.33:
].[

)1.( 2

2
1
1
H
wt
H
HMH

dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twbH
Z
αβ
2sin/cos.2=

( )
.
71,1
'4020.2sin
'2414cos.2

0
0
==
H
Z
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng
khớp dọc
β
ε
tính theo công thức:
π
β
ε
β
.
sin.
1
m
b
w
=
; với b
w
là bề rộng vành răng.
.5,31105.3,0. ===
wbaw
ab
ψ

24
Nguyễn Văn Bé
.177,1
.5,1
'2115sin.5,31
0
>==
π
ε
β
Khi đó theo công thức (6.36c):
α
ε
ε
1
=
Z
.
và hệ số trùng khớp ngang ε
α
có thể tính gần đúng theo công thức:

.795,1
107
1
28
1
2,388,1
11
2,388,1

21
=












−−=














−−=

zz
α
ε
.746,0
795,1
1
==→
ε
Z
K
H
–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

HvHHH
KKKK
αβ
=

.187,102,1.03,1.13,1
==
H
K
Thay vào ta được:
][48,375
56,43.821,3.5,31
)1821,3.(187,1.23028.2
.746,0.71,1.274
2
MPa
H

=
+
=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức
xHvRmHH
KZZ ][][
12
σσ
=
=418,2.0,95.1.1=379,29 MPa
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
và(
][
H
σ
-

σ
H
).100%/

][
H
σ
=1%<10%
25