ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN ĐAI hộp GIẢM tốc PHÂN đôi cấp NHANH, f= 2950n, v=1,26

TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế đồ án chi tiết máy là một mơn học cơ bản của ngành cơ khí, mơn
học này khơng những giúp sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến thức
đã học mà nó cịn là cơ sở rất quan trọng cho mơn chuyên nghành sẽ được học
sau này.
Đề tài em được giao là thiết kế hộp giảm tốc hai cấp loại hộp giảm tốc phân
đôi cấp nhanh gồm bánh răng trụ và bộ truyền đai thang . Hệ thống được dẫn
động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc và khớp nối
truyền chuyển động tới xich dẫn. Trong qua trình tính tốn thiết kế em đã tham
khảo và sử dụng các tài liêu:
-Chi tiết máy tập 1, tập 2 của GSTS Nguyễn Trọng Hiệp.
-Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tâp 1, tập 2 của PGS TS Trịnh
Chất - TS Lê Văn Uyển.
-Dung sai và lắp ghép của GS TS Ninh Đức Tốn.
Do lần đầu tiên làm quen với việc tính tốn thiết kế chi tiết máy cùng với
sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã cố gắng tham khảo các tài liệu và các bài
giảng có liên quan nhưng chắc chắn bài làm của em sẽ khơng thể tránh khỏi
những thiếu sót. Em mong được sự chỉ bảo, hướng dẫn nhiệt tình cử các giáo
viên trong bộ mơn để em có thể hồn thành tốt đồ án của mình.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ mơn mà đặc
biệt là thầy giáo Hồng Xn Khoa đã trực tiếp hướng dẫn và chỉ bảo một cách
tận tình giúp em có thể hồn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Hà Nội, tháng 3 năm 2012
Sinh viên:
Nguyễn Văn Đình

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

1


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

PHẦN I: TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
I:CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂM PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ.
Công suât yêu cầu đặt lên trục của động cơ được xác đình theo cơng thức(2.8)
sách TTTKHDĐCK:

Pt
η
Trong đó P là cơng suất trên trục máy công tác
t
Pct = β

η : là hiệu suất

β : là hệ số đẳng trị.

Hệ số đẳng trị β được xác định theo công thức (2.14)
2

2

2

T
t
T
2,8  0, 66T  4, 25
Ta có β = ∑  i  . i =   .
=0,76
+
 ÷
÷.
 ÷
8
T  8  T 
T  t
F .V 2950.1, 26
Pt =
=
= 3, 72 (kw)
1000
1000
Hiệu suất truyền động η được tính theo cơng thưc (2.9):
η = η1.η2 .η3 ...

Với: ηđai Hiệu suất của bộ truyền đai
ηbr Hiệu suất một cặp bánh răng
ηol Hiệu suất một cặp ổ lăn
ηot Hiệu suất một cặp ổ trượt
ηk Hiệu suất nối trục di động

Theo đề bài thì :η = ( ηbr ) .η d . ( ηol ) = ( 0,97 ) .0,95. ( 0,99 ) =0,86
Trong đó :
ηbr = 0,97
ηd = 0,95
ηol = 0,99
2

3

2

3

Vậy Pct đặt lên trục của động cơ là:
P 0, 76.3, 72
Pct = β t =
= 3, 2 (kw)
η
0,86
1.2 Chọn động cơ
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện(1) và (2)
Pdc ≥ Pct
Tk Tmm
≥
Tdn
T
Tmm
= 1, 4
Có
T

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

(1)
(2)

2


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Pct = 3, 2 (kw)

Dựa vào các điều kiên trên(tra bảng P1.2) ta chọn loại động cơ DK51-4
Có các thông số:
TK
= 1, 4
Tdn
Pdc = 4,5 (kw)
ndb = 1440 (v/ph)

1.3 Tính số vịng quay trên trục cơng tác
Số vịng quay trên trục công tác nlv được xách định theo công thức (2.16)
nlv =

60000.v 60000.1, 26
=

= 43, 2 (v/ph)
z. p
25.70

1.4 Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của hệ( sơ bộ) theo công thức (2.15)
ut = uh .ud

Theo bảng (2.4)
+ truyền động bánh răng trụ,HGT banh răng trụ hai cấp uh = ( 8...40 )
+ truyền động đai thang ud = ( 3...5 )
Chọn uh = 10
ud = 3,15
Suy ra ut = uh .ud = 10.3,15=31,5

-số vòng quay trên trục của động cơ nsb theo cơng thức (2.18) ta có:
nsb = nlv .nt = 43, 2.31,5 = 1360,8

Tỷ số truyền chung của hệ được xác định theo công thức (3.23)
uc =

ndc 1440
=
= 33,3
nlv 43, 2

Tra bảng (2.4) thì u1 = ( 3...5 )
Chọn ud = 3,15
Vậy uh =

33,3
= 10, 6
3,15

Ta chọn tỷ số truyền phân đôi cấp nhanh U1 = 4
=> u2 =

uh 10, 6
=
= 2, 65
u1
4

1.5 Xác định công suất trên các trục
a. Công suất
- công suất trên truc III:
P3 =

Plv
3, 72
=
= 3, 75 ( kw )
ηot .η k 0,99.1

- công suất trên trục II:
P2 =

P3
3, 75
=

= 3,84 ( kw )
ηbr .ηol 0,98.0,995

- công suất trên trục I:
Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

3


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ
P=
1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

P2
3,84
=
= 3,93 ( kw )
ηbr .ηol 0,98.0,995

Công suất trên trục làm việc động cơ:
Pdc =

P
3,93
1
=
= 3,94 ( kw )

ηol .ηk 0,995.1

b. Số vòng quay
- số vòng quay trên trục động cơ: ndc = 1440 ( v / ph )
- số vòng quay trên trục I:
n1 =

ndc 1440
=
= 457,14 ( v / ph )
nd
3,15

- số vòng quay trên trục II:
n2 =

n1 457,14
=
= 114, 29 ( v / ph )
u1
4

- số vòng quay trên trục III:
n3 =

n2 114, 29
=
= 43,1( v / ph )
u2
2, 65

-số vịng quay trục cơng tác:
nct = n3 = 43,1( v / ph )

c. Mômen xoắn trên các trục
Ti = 9,55.106.

Pi
ni

- trên trục I:
TI = 9,55.106.

P
3,93
1
= 9,55.106.
= 82100, 67 ( N .mm )
n1
457,14

Trên trục II:
TII = 9,55.106.

P2
3,84
= 9,55.106.
= 320867,96 ( N .mm )
n2
114, 29

- trên trục III:
TIII = 9,55.106.

P3
3, 75
= 9,55.106.
= 830916,5 ( N .mm )
n3
43,1

- trên trục động cơ:
Tdc = 9,55.106.

Pdc
3,93
= 9,55.106.
= 26063,5 ( N .mm )
ndc
1440

- trên trục công tác:
Ttc = 9,55.106.

Ptc
3, 72
= 9,55.106.
= 824269,14 ( N .mm )
ntc
43,1

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

4


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

BẢNG KẾT QUẢ
Trục
Động cơ
Thơng số
Số vịng quay: n(v/ph)
Cơng suất:P(kw)
Momen xoắn:T (N.m)
Tỷ số truyền: u

I

II

1440
457,14
4,5
3,93
824269,14 82100,67
ud = 3,15

4

III

114,29
43,1
3,84
3,75
320867,96 830916,5
2,65

Cơng
tác
43,1

II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
1.
Chọn đai
- chọn tiết diện đai
với Pdc = 4(kw)
ndc =1732(v/ph)
Ta chọn đai A có các thơng số sau:
Ký
hiệu

Kíc thước tiết diện
(mm)
b

bt

A

11

13

y0

Diện tích Đường
Tiết diện kính bánh
(mm)
Đai nhỏ
d1 (mm)

2,8

81

H
8

- chọn đường kính đai nhỏ d1 =180(mm) theo bảng (4.21)
2.2 Xác định các thông số của bộ truyền
Kiểm tra vận tốc đai
π .d1.ndc π .180.1360,8
v=
=
= 12,8 (m/s)
60000

vmax = 25 (m/s)
Thấy v < vmax

60000

Có d 2 = u.d1. ( 1 − ε )
Trong đó u= 3,15
Chọn ε = 0.02
d2 =

180.3,15
= 578, 6 (mm)
1 − 0, 02

Tra bảng 4.21 chọn đường kình tiêu chuẩn d 2 = 560(mm)
Vậy tỷ số truyền thực tế:

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

5

100 ÷ 200

Chiều dài
Giới hạn
L (mm)

560 ÷ 4000

TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ
ut =

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

d2
560
=
= 3,17
d1 ( 1 − ε ) 180 ( 1 − 0, 02 )

Sai lệch tỷ số truyền :
∆u =

ut − u
.100% = 0, 63% < 4% thỏa mãn điều kiện
u

-chọn khoảng cách trục và chiều dài
Theo bảng 4.14 ta chọn khoảng cach trục dựa theo tỷ số truyền u và đường
kính đai d 2
a
= 1 ( ut = 3,17 ) ⇒ a = d 2 = 560 ( mm )
d2

Kiểm tra điều kiện a.

0,55. ( d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2 ( d1 + d 2 )

⇒ 0,55. ( 180 + 560 ) + 8 ≤ a ≤ 2. ( 180 + 560 )
⇒ 415 ≤ a ≤ 1480

Thỏa mãn điều kiện
Từ khoảng cách trục a đã chon theo công thức 4.4 ta có:
(d 2 − d1 ) 2
4.a
2
π . ( 180 + 560 ) ( 560 − 180 )
⇒ l = 2.560 +
+
= 2346,85 ( mm )
2
4.560
l = 2.a + 0,5.π . ( d1 + d 2 ) +

Tra bảng 4.13 chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn là : l=2500(mm)
Theo công thức 4.15 kiểm nghiệm tuổi thọ của đai
i=

v 12,8
=
= 5,12(v / s) < imax = 10(v / s)
l 2,5

- tính lại khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn l=2500(mm) theo cơng
thức 4.16 ta có
λ + λ 2 − 8.∆ 2
a=

4

Với λ = l − π

( d1 + d 2 )

= 2500 − π

( 180 + 560 )

= 1337, 61
2
2
( d − d ) ( 560 − 180 ) = 190
∆= 2 1 =
2
2
1337, 61 + 1337, 612 + 8.190 2
Do đó a =
= 640, 63 ( mm )
4
- góc ơm α1 trên bánh đai nhỏ

theo cơng thức 4.7 ta có :

57. ( 560 − 180 )
57.(d 2 − d1 )
= 180 −
= 146,19o
a

640, 63
⇒ α1 > α min = 120o thỏa mãn điều kiện

α1 = 180 −

2.3 Xác định số đai
Số đai z được xác định theo công thức 4.16

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

6


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ
z=

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Pdc .K d
[ P0 ] .Cα .C1.Cu .Cz

Theo bảng 4.17 với đặc tính làm việc êm và số ca làm việc là 2
- Chọn:
P là công suất trên trục bánh chủ động
K d = 1, 2 (hệ dẫn động cơ nhóm II)
Cα : là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ơm α1
Cα = 1 − 0, 0025. ( 180 − α1 ) = 0,915
Cu : là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của tỷ số truyền
Theo bảng 4.17 và u=3,17>3 nên Cu = 1,14

P0 : công suất cho phép
Pdc 3,94
Tra bảng 4.19 thì [ P0 ] = 5,33 (kw) ⇒ P = 5,33 = 0,8
[ 0]
cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng lên các dây đai

Tra bảng 4.18 khi
P
= 0,84 thì cz = 1
[ P0 ]

Số đai cần dùng :
z=

Pdc .K d
3,94.1, 2
= 0,9
=
[ P0 ] .Cα .C1.Cu .Cz 5,33.0,915.1,14.1

Vậy chọn z=1
- từ z = 1 ta có chiều rộng bánh đai B theo cơng thức 4.17:
B = ( z − 1).t + 2.e

Tra bảng 4.21 ta có:
e = 10
t = 15

B = (1-1).15+2.10=20(mm)
*đường kính ngồi của bánh đai:

d a = d + 2.h0

Tra bảng 4.21 ta được h0 = 3,3
d a = d + 2.h0 = 180 +3.3,3 = 186,6(mm)
2.4 Xác định lực căng ban đầu
-lục căng đai:
Theo cơng thức 4.16 ta có:
F0 =

780.Pdc .K d
+ Fv
v.Cα .z

Trong đó Fv = qm .v 2 (lực căng do li tâm gây ra)
Với qm = 0,105 ( kg / m ) ( tra bảng 4.22)
Khi đó Fv = 0,105.12,8 = 17, 2 ( N )
⇒ F0 =

780.3,94.1, 2
+ 17, 2 = 332,1( N )
12,8.0,915.1

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

7


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Theo cơng thức 4.21 ta có:
α 
Fr = 2.F0 .z.sin  ÷= 2.332,1.1.sin ( 146,19o ) = 635,5 ( N )
2

BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TỐN
Thơng số
Đường kính bánh đai nhỏ d1 ( mm )

Giá trị
180

Đường kính bánh đai lớn d 2 ( mm )
Chiều rộng bánh đai B(mm)
Chiều dài đai l (mm)
Số đai z
Khoảng cách trục a(mm)
Lực tác dụng lên trục Fr ( mm )

560
20
2500
1
640,63
635,5

II. THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC
A. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh

Các thông số đầu vào:
n1= 457,14(v/ph)
P = 3,93(kw)
1
u1 = 4
T1 =

TI 82100, 67
=
= 41050,3 ( N .m )
2
2

Tmm
T

T
1

T2
t

tmm

t1

tck
1. Chọn vật liệu làm bánh răng:
Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

8


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có cơng suất trung bình, nên chọn vật liệu
nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng.
Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn
đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.
H1 ≥ H 2 + ( 10 ÷ 15 ) HB

Dựa vào bảng 6.1 (sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí): cơ tính của một
số vật liệu chế tạo bánh răng, ta có bảng sau:
Bánh răng trụ răng thẳng:
Loại bánh
răng

Vật liệu

Nhiệt luyện

Giới hạn
bền

Giới hạn
chảy

Bánh chủ
động (bánh
nhỏ)

Thép 45

Bánh bị động
(bánh lớn)

Thép 45

Độ cứng HB

Tơi cải thiện

850 MPa

580 MPa

241÷285

Thường hóa

600 MPa

340 MPa

170÷217

a, Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Chọn độ rắn bánh răng chủ động (bánh nhỏ) HB1 = 240 HB, bánh răng bị động
(bánh lớn) HB2 = 215 HB, khi đó:
Số chu kỳ cơ sở:
N HO1 = 30.HB12,4 = 30.2402,4 = 1,54.107

- Số chu kỳ chịu tải trọng tương đương :
N HE

 T
= 60.C.∑  i
T
 max

⇒ N HE 2

3


 .ni .t i



 T
n
= 60c. 1 .∑ t i .∑  i
T
u1
 max

3

 ti
 .

 ∑ ti

C: tần số ăn khớp trong một vịng quay, ta có C= 1
3
3
7
→ N HE1 = 60.13000.457,14.(1 .0,35 + 0, 66 .0,53) = 17,9.10

Tương tự ta có:
2,4
N HO 2 = 30.HB2 = 30.2152,4 = 1,18.107

N HE 2 = 60.13000.

457,14 3
.(1 .0,35 + 0, 663.0,53) = 4, 48.107
4

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

9


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Vì N HE1 > N HO1 nên K HL1 =1
Và N HE 2 > N HO 2 nên K HL 2 =1.
Theo bảng 6.2 (sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta có:
0
σ H lim = 2.HB + 70

S H = 1,1
0
σ F lim = 1,8HB

S F = 1, 75

Khi đó:
0
σ H lim1 = 2.240 + 70 =550 MPa
0
σ H lim 2 = 2.215 + 70 =500 MPa
0
σ F lim1 = 1,8.240 = 432 MPa
0
σ F lim 2 = 1,8.215 = 387 MPa
0
σ H lim : Giới hạn bền mỏi tiếp xúc.
0
σ F lim : Giới hạn bền mỏi uốn của răng.

Chọn sơ bộ Z R .Z v .K xH = 1 , trong đó:
- Z R Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng;

- Z v Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
- K xH Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
Vậy Ứng suất tiếp xúc: theo (10.65) (sách chi tiết máy)

[σH ] =

0
σ H lim .K HL
.Z R .Z v .K xH
SH

[ σ H ]1 =

550.1
.1 = 500 MPa
1,1

[σH ]2 =

⇒

500.1
.1 = 454,5 MPa
1,1

Với hộp giảm tốc cấp nhanh dùng răng nghiêng và tính ra N HE đều lớn hơn
N HO nên K HL = 1 . Do đó:
⇒ [ σ H ] = min([ σ H ] 1 , [ σ H ] 2 ) = 454,5 MPa

b, Ứng suất uốn cho phép:

Theo (6.7) (sách Tính tốn tk hệ dẫn động cơ khí): Số chu kỳ tương đương:

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

10


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

N FE

 T
= 60c.∑  i
T
 max

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

6


 .ni .t i



Từ đó:
N FE1 = 60.1.13000.457,14.(16.0,35 + 0, 666.0,53) = 14, 04.107
N FE 2 = 60.1.13000.

457,14 6
.(1 .0,35 + 0, 666.0,53) = 3,51.107
4

7
6
Vì N FE1 = 14, 04.10 > N FO = 4.10 Nên K FL1 = 1

N FO : số chu kỳ cơ sở.
7
6
Tương tự ta có: N FE 2 = 3,51.10 > N FO = 4.10 nên K FL 2 = 1

Do đó theo (6.2a) (sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí) với bộ truyền
quay một chiều K FC = 1 ta được:
0
[σ F ] = σ F lim .K FC . K FL

SF

⇒ [ σ F1 ] =

[σF2] =

432.1.1
= 246,8 MPa
1, 75
387.1.1
= 221,14 MPa
1, 75

Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) (sách Tính tốn tk hệ dẫn động
cơ khí)

[ σ H ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.340 = 952MPa
[ σ F 1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464MPa
[ σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.340 = 272MPa
3, Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
a, Khoảng cách trục aw :
theo công thức 6.15a ta có:
aw = K a .(u1 + 1) 3

T1.K H β

[σH ]

2

.u1.ψ ba

Trong đó: T1 : là momen xoắn trên trục bánh chủ động (bánh nhỏ);
ψ ba =

bw
: là hệ số chiều rộng bánh răng (bảng 6.6 sách Tính tốn tk hệ dẫn..)
aw

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

11

TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

K H β : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng

khi tính tiếp xúc;
u1 : tỉ số truyền của cặp bánh răng
K a =43 Tra bảng 6.5 (sách Tính tốn tk hệ dẫn động cơ khí) với bánh răng

nghiêng;
Ta có:
T1 = 41050,3 (N.mm);
u1 = 4;

Chọn ψ ba = 0,3 ; [ σ H ] = 454,5 MPa;
Theo (6.16) (sách tính toán…):
ψ bd = 0,53.ψ ba .(u + 1) = 0,53.0,3.(4+1)= 0,795
K H β Tra trong bảng 6.7 (sách Tính tốn…) theo sơ đồ 3;

→ K H β = 1,13;
Thay số vào công thức xác định được khoảng cách hai trục là:
aw = 43.(4 + 1) 3

41050,3.1,13
= 118,1 (mm)
454,52.4.0,3

Chọn sơ bộ aw = 118 (mm)
- đường kính vịng lăn bánh răng nhỏ:
theo 6.15b ta có:
d w1 = K d . 3

T1.K H β . ( u + 1)

[σH ]

2

.u.ψ bd

Tra bảng 6.5 ta có :
K d = 67,5

Thay số ta được:
d w1 = 67,5. 3

41050,3.1,13.(4 + 1)
= 47,7(mm)
454,52.4.0, 795

Với bánh răng nghiêng HGT phân đơi β = 30o ÷ 40o
Chọn β = 350
b, Xác định các thông số ăn khớp:
- Mô đun: m= (0,01 ÷ 0,02). aw = (0,01 ÷ 0,02).118= (1,18 ÷ 2,36)
Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

12


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Chọn mơ đun tiêu chuẩn m= 2
Tính số răng của bánh răng trên lần lượt bánh nhỏ và bánh lớn:
Z1 =

2.aw .cosβ 2.118.cos35o
=
= 19,3
m. ( u + 1)
2. ( 4 + 1)

Chọn Z1 = 19 răng
Z 2 = u.Z1 = 4.21 =76 răng

Tính lại khoảng cách trục:
aw =

m.( Z1 + Z 2 ) 2.(19 + 76)
=
=116,1(mm)
2.cosβ
2cos350

- Tính lại góc nghiêng β theo 6.23
cos β =

m.Z t
2.95
=
= 0,8189 ⇒ β = 35, 02o
2.aw 2.116,1

4. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
a. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
Theo cơng thức 6.33 ta có:
u cầu phải đảm bảo (6.33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2T1 .K H (u1 + 1)
≤ [σH ]
2
bW .u1 .d W1

(6.33)

Trong đó:
T1 =41050,3 (N.mm);
bw = ψ ba .aw = 0,3.116=35 (mm) là chiều rộng bánh răng; u1 = 4;
d w1 =

2.aw
= 46,4 (mm): Đường kính vịng lăn bánh nhỏ;
u1 + 1

Z M - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, được tra trong

bảng (6.5):
Z M = 274 ( MPa )

1/3

;

Z H - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH =

2.cosβb
2.cos 35, 20
=
= 1,44
sin 2α tw
sin 2.27,3o

ở đây: βb - Góc nghiêng bánh răng trên hình trụ cơ sở- tan βb = cosα t .tan β
(bánh răng trụ răng nghiêng với β = 300 )

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

13


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

với bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh :
 tan 20o 
 tan α 
atw = α t = arctan 
= arctan 
= 27,3o
÷
o ÷
 cosβ 
 tan 35, 2 
tan βb = cos27,3o , tan 35, 2o = 0,36 ⇒ β b = 19, 7 o
Zε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

Có ε β =

bw .sin β 45.sin 35, 2o
=
= 4,1 > 1
m.π
2.3,14

Nên theo 6.36c thì:
Zε =

1
= 0,49
εα



1

1 

Trong đó: ε α = 1,88 − 3, 2( + )  cosβ = 1,48
Z1 Z 2 

Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc:
K H = K Hβ K Hα K Hv

Trong đó:
K H β là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng :
K H β = 1,13
K Hα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng đồng thời

ăn khớp
Tra bảng 6.14
Trong đó: K Hα = 1,13 (đối với răng trụ răng nghiêng)
Vận tốc bánh dẫn: v =

π .d w1.n1 π .47, 7.457,14
=
= 1,14 (m/s)
60000
60000

Vì v < 4(m/s) tra bảng (6.13) (sách Tính tốn…) nên chọn cấp chính xác là 9,
từ đó theo bảng (6.16) có g 0 = 73 .

Theo (6.42): vH = δ H .g 0 .v.

aw
116
= 0, 006.73.1,14
= 2,69
u1
4

δ H - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra bảng (6.15)): δ H =
0,006

KHv là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp
⇒ K Hv = 1 +

vH bw d w1
2, 69.35.47, 7
= 1+
= 1,09
2.T1 K H β K Hα
2.41050,3.1,13.1,13

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

14


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

⇒ K H = K H β .K Hv .K H α = 1,13.1,09.1,13= 1,3

Các giá trị vừa tìm được thay vào (6.33):

σ H = Z M .Z H .Zε .

2T1.K H (u1 + 1)
2.841050,3.1,3.(4 + 1)
= 274.1, 44.0, 49.
= 420, 2 ( MPa )
2
bW .u1.d W1
35.4.(47, 7) 2

-Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo (6.1) (Tính tốn thiết kế..) với v= 1,14 (m/s) < 5(m/s), Z v = 1.; với cấp
chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia
Ra = 2,5…1,25µm, do đó Z R = 0,95; với d a < 700 mm,
công đạt độ nhám
K xH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) :
→ [ σ H ] = σ


o
H

 Z v Z R K xH = 454,5.1.0,95.1= 431,775 MPa


*)Như vậy σ H < [ σ H ] thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo (6.43) (Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí):
σ F1 =
σF2 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

≤ [ σ F1 ]

σ F 1.YF 2
≤ [σF2 ]
YF 1

Theo bảng (6.7), theo sơ đồ 6 ta có: K F β = 1,24;
Theo bảng (6.14) với v= 1,4 (m/s) và cấp chính xác là 9, ta có:
⇒ K H α = 1,13 , K Fα = 1,37 (với bánh răng nghiêng)

Theo (6.47): vF = δ F .g 0 .v.

aw
= 8,8
u1

Trong đó theo bảng (6.15): δ F = 0,016 , theo bảng (6.16): g 0 = 73
Do đó theo (6.46):
K Fv = 1 +

vF .bw .d w1
8,8.35.47, 7
= 1+
= 1,28
2.T1.K F β .K Fα
2.41050,3.1, 24.1,37

Do đó: K F = K F β .K Fα .K Fv = 1,24.1,37.1,28=1,8


1

1 

Với ε α = 1,88 − 3, 2( + )  cosβ = 1,48
Z1 Z 2 

⇒ Yε =

1
=0,67
εα

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

15


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Theo cơng thức 6.43 và 6.44 ta có
2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1

σ F1 =

bw .d w1.m

≤ [ σ F1 ]

σ F 1.YF 2
≤ [σF2]
YF 1

σ F2 =

Trong đó:
Yβ = 1 −

β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
140

Yβ = 1 −

35, 2
= 0, 75
140

Z1

 Z v1 = cos3 β = 34

Với 
 Z = Z 2 = 138
 v 2 cos3 β

YF 1 = 3, 70
YF 2 = 3, 60

Tra bảng (6.18), ta có: 
⇒ σ F1 =

σF2 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

=

2.41050,3.1,8.0, 67.0, 75.3, 7
= 72,18 (MPa)
35.47, 7.2

72,18.3, 6
= 70 (MPa)
3, 7

- Tính ứng suất uốn cho phép:

[ σ F1 ]

0
σ F lim1
=
.YR .YS .K XF .K FC .K FL1
SF

[σF2] =

0
σ F lim 2
.YR .YS .K XF .K FC .K FL 2
SF

 S F = 1, 75
Y = 1
 R
YS = 1, 08 − 0, 659.lm ( m ) = 1, 02


Trong đó:  K XF = 1
K = 1
 FC
 K FL1 = 1

 K FL 2 = 1


Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

16


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

432

 [ σ F 1 ] = 1, 75 .1.1, 02.1.1.1 = 251,8MPa

⇒
[ σ ] = 387 .1.1, 02.1.1.1 = 225,56MPa
 F 2 1, 75


σ F 1 < [σ F 1 ]
⇒
σ F 2 < [σ F 2 ]
⇒ Thỏa mãn điều kiện bền uốn.

e, Kiểm nghiệm răng về q tải:
Theo (6.48) (Tính tốn tk hệ dẫn động cơ khí) với K qt =

Tmax
= 1, 4

T

σ H 1max = σ H . K qt = 420, 2. 1, 4 = 497, 2 MPa
⇒ σ H 1max = 497, 2 MPa ≤ [ σ H ] max = 952( MPa )

Theo (6.49) (Tính tốn tk hệ dẫn động cơ khí):
σ F 1max = σ F 1.K qt = 72,18.1,4= 130 MPa
⇒ σ F 1max < [ σ F 1 ] max = 464( MPa )

Thỏa mãn điều kiện
Tương tự: σ F 2max = σ F 2 .K qt = 70.1,4=98 MPa
⇒ σ F 2max < [ σ F 2 ] max = 272( MPa )

Thỏa mãn điều kiện
5. Các thông số của bộ truyền
- Khoảng cách trục chia: a = 0,5m( z2 + z1 ) / cos β =116,1(mm)
- Khoảng cách trục: aw = 116,1( mm )
- Đường kính chia:
d1 =

m.Z1
= 46,5 ( mm )
cosβ

d2 =

m.Z 2
= 186 ( mm )
cosβ

Số răng Z1 = 19 ; Z 2 = 76
Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0
Đường kính đỉnh răng:

d a1 = d1 + 2. ( 1 + x1 − ∆y1 ) .m = 46,5 + 2. ( 1 + 0 − 0 ) .2 = 50,5 ( mm )
d a 2 = d 2 + 2. ( 1 + x2 − ∆y2 ) .m = 190 ( mm )
Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

17


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đường kính đáy răng:
d f 1 = d1 − ( 2,5 − 2.x1 ) .m = 46,5 − ( 2,5 − 2.0 ) .2 = 41,5 ( mm )
d f 2 = d 2 − ( 2,5 − 2.x2 ) .m = 181( mm )

Đường kính lăn:
d w1 = 47, 7 ( mm )
d w2 = d w1 .u = 185 ( mm )

6. Tính lực ăn khớp
bánh răng I và II ăn khơp ngoài
lực tiếp tuyến:
Ft1 = Ft 2 =

2.T1 2.41050,3

=
= 1721, 2 ( N )
d w1
47, 7

Lực hướng tâm:
Fr1 = Fr 2 =

Ft1.tan α 1721, 2.tan 20o
=
= 766, 65 ( N )
cosβ
cos35, 2o

Lực dọc trục:
Fa1 = Fa 2 = Ft1.tan β = 1721, 2.tan 35, 2o = 1227, 7 ( N )

B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM
các thông số đầu vào:
n2 = 114, 29 ( v / ph )
P2 = 3,84 ( kw )
u2 = 2, 65
T2 = 320867,96 ( N .mm )

1.

Chọn vật liệu

Để đảm bảo tính thống nhất ta chọn vật liệu như bánh răng phân đôi cấp nhanh:
thép 45 tôi cải thiện.

2.

Xác định ứng suất cho phép

a, Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Chọn độ rắn bánh răng chủ động (bánh nhỏ) HB3 = 240 HB, bánh răng bị động
(bánh lớn) HB4 = 215 HB, khi đó:

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

18


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Số chu kỳ cơ sở:
N HO 3 = 30.HB32,4 = 30.2402,4 = 1,54.107

- Số chu kỳ chịu tải trọng tương đương :
N HE

 T
= 60.C.∑  i
T
 max

3


 .ni .t i


3

⇒ N HE 4

 T  t
n
= 60c. 2 .∑ ti .∑  i ÷ . i
u2
 Tmax  ∑ ti

C: tần số ăn khớp trong một vòng quay, ta có C= 1
3
3
7
→ N HE1 = 60.13000.1.114, 29(1 .0,35 + 0, 66 .0,53). = 4, 45.10

Tương tự ta có:
2,4
N HO 2 = 30.HB2 = 30.2152,4 = 1,18.107

N HE 2 = 60.13000.

114, 29 3
.(1 .0,35 + 0, 663.0,53) = 1, 68.107
2, 65

Vì N HE 3 > N HO 3 nên K HL 3 =1
Và N HE 4 > N HO 4 nên K HL 4 =1.
Theo bảng 6.2 (sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta có:
0
σ H lim = 2.HB + 70

S H = 1,1
0
σ F lim = 1,8HB

S F = 1, 75

Khi đó:

0
σ H lim3 = 2.240 + 70 =550 MPa
0
σ H lim 4 = 2.215 + 70 =500 MPa
0
σ F lim3 = 1,8.240 = 432 MPa
0
σ F lim 4 = 1,8.215 = 387 MPa

0
σ H lim : Giới hạn bền mỏi tiếp xúc.
0
σ F lim : Giới hạn bền mỏi uốn của răng.

Chọn sơ bộ Z R .Z v .K xH = 1 , trong đó:

- Z R Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng;
- Z v Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vịng;
Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

19


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- K xH Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
Vậy Ứng suất tiếp xúc: theo (10.65) (sách chi tiết máy)

[σH ] =

0
σ H lim .K HL
.Z R .Z v .K xH
SH

[σH ]3 =

550.1
.1 = 500 MPa
1,1

[σH ]4 =

⇒

500.1
.1 = 454,5 MPa
1,1

Với hộp giảm tốc cấp nhanh dùng răng nghiêng và tính ra N HE đều lớn hơn
N HO nên K HL = 1 . Do đó:
⇒ [ σ H ] = min([ σ H ] 3 , [ σ H ] 4 ) = 454,5 MPa

b, Ứng suất uốn cho phép:
Theo (6.7) (sách Tính tốn tk hệ dẫn động cơ khí): Số chu kỳ tương đương:

N FE

 T
= 60c.∑  i
T
 max

6


 .ni .t i



Từ đó:
N FE 3 = 60.1.13000.114, 29.(16.0,35 + 0, 666.0,53) = 3,51.107
N FE 2 = 60.1.13000.

114, 29 6
.(1 .0,35 + 0, 666.0,53) = 1,33.107
2, 65

7
6
Vì N FE 3 = 3,51.10 > N FO = 4.10 Nên K FL 3 = 1

N FO : số chu kỳ cơ sở.
7
6
Tương tự ta có: N FE 4 = 1,33.10 > N FO = 4.10 nên K FL 4 = 1

Do đó theo (6.2a) (sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí) với bộ truyền
quay một chiều K FC = 1 ta được:
0
[σ F ] = σ F lim .K FC . K FL

SF

⇒ [σF3] =

[σF4] =

432.1.1
= 246,8 MPa
1, 75
387.1.1
= 221,14 MPa

1, 75

Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) (sách Tính tốn tk hệ dẫn động
cơ khí)

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

20


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

[ σ H ] max = 2,8.σ ch 4 = 2,8.340 = 952MPa
[ σ F 3 ] max = 0,8.σ ch3 = 0,8.580 = 464MPa
[ σ F 4 ] max = 0,8.σ ch 4 = 0,8.340 = 272MPa
3.

Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

a, Khoảng cách trục aw :
aw = K a .(u1 + 1) 3

T1.K H β

[σH ]

2

.u1.ψ ba

Trong đó: T1 : là momen xoắn trên trục bánh chủ động (bánh nhỏ);
ψ ba =

bw
: là hệ số chiều rộng bánh răng (bảng 6.6 sách Tính tốn tk hệ dẫn..)
aw

K H β : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng

khi tính tiếp xúc;
u1 : tỉ số truyền của cặp bánh răng
K a =49,5 Tra bảng 6.5 (sách Tính tốn tk hệ dẫn động cơ khí) với bánh răng

thẳng;
Ta có:
T2 = 320867,96 ( N .m )
u1 = 2,65;

Chọn ψ ba = 0,3 ; [ σ H ] = 454,5 MPa;
Theo (6.16) (sách tính tốn…): ψ bd = 0,53.ψ ba .(u + 1) = 0,53.0,3.(2,65+1)= 0,58
K H β Tra trong bảng 6.7 (sách Tính tốn…) theo sơ đồ 6;

→ K H β = 1,01;
Thay số vào công thức xác định được khoảng cách hai trục là:
aw = 49,5.(2, 65 + 1) 3

320867,96.1, 01

= 224,7 (mm)
454,52.2, 65.0,3

Chọn sơ bộ aw = 225 (mm)
b, Xác định các thông số ăn khớp:
Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

21


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Mơ đun: m= (0,01 ÷ 0,02). aw = (0,01 ÷ 0,02).225= (2,5 ÷ 5)
Chọn mơ đun tiêu chuẩn m= 2,5mm
Tính số răng của bánh răng trên lần lượt bánh nhỏ và bánh lớn:
Z1 =

2.aw
2.225
=
= 49,3
m.(u1 + 1) 2,5(2, 65 + 1)

Chọn Z1 = 49 răng
⇒ Z 2 = u1.Z1 = 2,65.49=130 răng

Vậy Z t = Z1 + Z 2 =179 răng

-

Tính lại khoảng cách trục:
aw =

m.( Z1 + Z 2 ) 2,5.(49 + 130)
=
= 224,1 (mm)
2
2

Do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 224,1 (mm) lên 225 (mm)
Hệ số dịch chỉnh tâm: y =

aw
− 0,5.( Z1 + Z 2 ) = 0,5
m

Theo (6.23) (sách Tính tốn tk hệ dẫn động cơ khí): k y =

1000. y 1000.0,5
=
=
Zt
179

2,79
Theo bảng 6.10a (Tính tốn tk hệ dẫn động cơ khí) tra được k x = 0, 064
Theo (6.24) (sách Tính tốn tk hệ dẫn động cơ khí) ta có:
Hệ số giảm đỉnh răng: Vy =

k x .Z t 0, 064.179
=
= 0,0114
1000
1000

Theo (6.25) tổng hệ số dịch chỉnh: xt = y +Vy = 0,5 + 0, 0114 = 0,5114
Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 tính theo (6.26):
x1 = 0,5( xt −

( Z 2 − Z1 ). y
)
Zt

= 0,5.(0,5114 −

( 130 − 49 ) .0,5
179

) = 0,142;

Và x2 = xt − x1 = 0.5114 – 0,142= 0,3694;
Góc ăn khớp: cosα tw =
⇒ cosα tw =

Zt .m.cosα
2.aw

179.2,5.cos200

=0,934
2.225

Do đó α tw = 20,9o ;
c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

22


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Yêu cầu phải đảm bảo (6.33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2T1 .K H (u1 + 1)
≤ [σH ]
2
bW .u1 .d W1

(6.33)

Trong đó:
T1 =320867,96 (N.mm);
bw = ψ ba .aw = 0,3.225= 60,1 (mm) là chiều rộng bánh răng; u1 = 2,65;
d w1 =

2.aw
= 123,2 (mm): Đường kính vòng lăn bánh nhỏ;
u1 + 1

Z M - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, được tra trong

bảng (6.5):
Z M = 274 ( MPa )

1/3

;

Z H - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH =

2.cosβb
=1,15
sin 2α tw

ở đây: βb - Góc nghiêng bánh răng trên hình trụ cơ sởtan βb = cosα t .tan β = 0 ⇒ βb = 0 (bánh răng trụ răng thẳng β=0)
Zε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

Ta có ε β =

bw .sin β
= 0 nên Zε được xác định theo công thức 6,36a
m.π

xác định như sau:

Zε =

4 − εα
= 0,866
3


Trong đó: ε α = 1,88 − 3, 2(


1
1 
+ )  cosβ = 1,79
Z1 Z 2 

Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc:
K H = K Hβ K Hα K Hv

Trong đó: K H β = 1, 01; K Hα = 1 (đối với răng trụ răng thẳng)
Vận tốc bánh dẫn: v =

π .d w1.n1 π .123,1.114, 29
=
=0,73(m/s)
60000
60000

Vì v < 2(m/s) tra bảng (6.13) (sách Tính tốn…) nên chọn cấp chính xác là 9,
từ đó theo bảng (6.16) có g 0 = 73 .

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

23


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

Theo (6.42): vH = δ H .g 0 .v.

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

aw
224,1
= 0, 006.73.0, 73.
= 2,95
u1
2, 65

δ H - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra bảng (6.15)): δ H =
0,006

KHv là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp
⇒ K Hv = 1 +

vH bw d w1
2,95.60,1.123, 2
= 1+
= 1,037
2.T1 K H β K Hα

2.320867, 69.1, 01.1

⇒ K H = K H β .K Hv .K H α = 1,01.1,037.1= 1,047

Các giá trị vừa tìm được thay vào (6.33):

σ H = Z M .Z H .Zε .

2T1.K H (u1 + 1)
2.320867, 69.1, 047.(2, 65 + 1)
= 274.1,15.0,866.
=
2
bW .u1.d W1
67,5.2, 65.(123, 2) 2

267 (MPa)
-Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo (6.1) (Tính tốn thiết kế..) với v= 0,73 (m/s) < 5(m/s), Z v = 1.; với cấp
chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia
Ra = 2,5…1,25µm, do đó Z R = 0,95; với d a < 700 mm,
cơng đạt độ nhám
K xH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) :
→ [ σ H ] = [ σ H ] Z v Z R K xH = 454,5.1.0,95.1= 431,775 Mpa
Như vậy σ H < [ σ H ] thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo (6.43) (Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí):
σ F1 =
σF2 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

≤ [ σ F1 ]

σ F 1.YF 2
≤ [σF2 ]
YF 1

Theo bảng (6.7), theo sơ đồ 7 với ψ bd =0,58 ta có: K F β = 1,02;
Theo bảng (6.14) với v= 0,73 (m/s) và cấp chính xác là 9, ta có:
⇒ K H α = 1,13 , K Fα = 1,37 (với bánh răng thẳng)

Theo (6.47): vF = δ F .g 0 .v.

aw
= 7,9
u1

Trong đó theo bảng (6.15): δ F = 0,016 , theo bảng (6.16): g 0 = 73

Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

24


TRƯỜNG ĐH CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Do đó theo (6.46):
K Fv = 1 +

vF .bw .d w1
7,8.67,5.123, 2
= 1+
= 1,07
2.T1.K F β .K Fα
2.320867, 69.1, 03.1,37

Do đó: K F = K F β .K Fα .K Fv = 1,03.1,37.1,07=1,5


1 

1

Với ε α = 1,88 − 3, 2( + )  cosβ = 1,79
Z1 Z 2 

⇒ Yε =

1
=0,56
εα

Với bánh răng thẳng thì Yβ = 1
 Z v1 = Z1 = 49
 Z v 2 = Z 2 = 130

Với 

YF 1 = 3, 60
YF 2 = 3,55

Tra bảng (6.18), ta có: 
⇒ σ F1 =

σF2 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

=

2.320687, 69.1,5.0,56.1.3, 60
= 93,34 (MPa)
67,5.123, 2.2,5

σ F 1.YF 2 72,18.3,55
=
= 92,04 (MPa)
YF 1
3, 60

- Tính ứng suất uốn cho phép:

[ σ F1 ] =

0
σ F lim1
.YR .YS .K XF .K FC .K FL1
SF

[σF2] =

0
σ F lim 2
.YR .YS .K XF .K FC .K FL 2
SF

S F = 1, 75


YR = 1

YS = 1, 08 − 0, 0659.ln(m) = 1, 08 − 0, 0659.ln(2,5) = 1, 02

K XF = 1
Trong đó: 

K FC = 1

K FL1 = 1


K FL 2 = 1

432


 [ σ F 1 ] = 1, 75 .1.1, 02.1.1.1 = 251,8MPa

⇒
[ σ ] = 387 .1.1, 02.1.1.1 = 225,56MPa
 F 2 1, 75


Sv: Nguyễn Văn Đình – Lớp CK5_K5

25