Đồ án môn học chi tiết máy

Đồ án môn học chi tiết máy
A. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .
I- Chọn động cơ.
1-xác định công suất động cơ .p
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức sau:
P
ct
=
η
t
P
.
Trong đó : P
ct
-công suất cần thiết trên trục động cơ [kw].
P
t
- công suất tính toán trên trục máy công tác [kw].
η - Hiệu suất truyền động.
+/ Ta có :
η = η
ôl
4
.η
2
BR
. η
x

Trong đó : η
ôl

- Hiệu suất của một cặp ổ lăn .
η
BR
- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng .
η
x
- Hiệu suất của bộ truyền xích .
Dựa vào bảng 2.3/1/trang19 ta tra được hiệu suất của các bộ truyền,nó
được thống kê ở bảng sau.
Hiệu suất Số lượng Giá trị
η
ôl
4 (0,99)
4
η
BR
2 (0,97)
2
η
x
1 0,93
Do đó ta có:
η = η
ôl
4
.η
2
BR
. η
x

= (0,99)
4
.0,93.(0,97)
2
= 0,84
Như vậy muốn xác định công suất động cơ cần biết công suất tính toán
P
t
, mà công suất được xác định tuỳ thuộc vào chế độ làm việc của
động cơ và tính chất tải trọng.
+/ Xác định P
t
:
Ở đây đề bài cho tải trọng thay đổi - rung động nhẹ.
Ta có : ts =
ck
lv
t
t
100 =
021
ttt
t
lv
++
100
Trong đó:
t
lv
= t

1
+t
2
=1+2,5= 3,5(giờ)- thời gian làm việc.
t
0
-thời gian nghỉ ; t
ck
– thời gian chu kỳ .
 ts =
4
5,3
100 = 87,5 %
 Có : ts =87,5% > 60% => động cơ coi như làm việc trong chế độ
dài hạn với tải trọng thay đổi .
P
t
= P
tđ
=
)/() (
212
2
21
2
1
tttPtP ++
(1)
Có mối quan hệ : P =
9550

.nT
(kw) nên theo đầu bài chúng ta có:
T
2
= 0,8T
1
=> P
2
= 0,8P
1
Có : P
1
= P
max
=
1000
.vF
=
1000
85,0.9000
= 7,65
(KW)
Theo đầu bài có : t
1
=1 (h) ; t
2
= 2,5 (h); thay t
1
,t
2

,P
1
vào (1) ta được :
P
t
= 7,65. 0,862 = 6,5943
(KW)
• P
ct
=
η
t
P
=
84.0
5943,6
= 7,85
(KW)
2- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.
Ta có : n
sb
=n
lv
.u
t
.
Trong đó:
n
sb
- Số vòng quay đồng bộ .

n
lv
- số vòng của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải quay.
u
t
- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động.
Đối với hệ thống băng tải ta có :
n
lv
=
340.14,3
85,0.60000
.
.1000.60
=
D
V
π
= 47,77 [v/ph].
Trong đó : V- Vận tốc băng tải [m/s].
D- Đường kính tang quay [mm].
Với sơ đồ đề bài ra thì tỉ số truyền của toàn hệ thống :
U
t
=U
h
.U
x.
U
h

: tỉ số truyền của hộp giảm tốc;
U
x
: tỉ số truyền của bộ truyền xích;
Tra bảng 2.4/1/trang 21 sách thiết kế CTM ta chọn được U
h
=14,U
x
=2.1
Vậy n
sb
=n
lv.
.U
t
= 47,77.2,1 = 1404,4 [v/ph].
Ta chọn số vòng quay đồng bộ là : n
đb
= 1500 v/ph.
3- Quy cách chọn động cơ.
Động cơ được chọn phải thoả mãn ba điều kiện sau:
P
đc
>P
ct.
; n
đc
≈ n
sb
;

dn
kmm
T
T
T
T
<
.
Theo bảng phụ lục 1.2/1/ sách thiết kế CTM với P
ct
=7,85 (KW)
và n
đ1
=1500 v/hp ta chọn được động cơ có :
Ký hiệu 4A132M4Y3
Công suất động cơ P
đc
=11 kw
Vận tốc quay N=1458
Tỷ số
dn
k
T
T
= 2,2
So với điều kiện trên ta có: P
đc
=11 > P
ct
=7,85.

n
đc
= 1458 ≈ n
sb
= 1404,4 [v/ph].
dn
k
T
T
= 2,2>
T
T
mm
=1,4.
II- Phân phối tỷ số truyền .
Ta có U
t
=
lv
dc
n
n
.
Trong đó : n
đc
- Số vòng quay của động cơ .
n
lv
- Số vòng quay của trục tang .
n

lv
=47,77 v/ph (tính ở trên).
n
đc
=1458 v/ph (chọn ở trên).

U
t
=
77,47
1458
= 30,52.
Mà U
t
=U
x
.U
h
.
• U
x
=
h
U
Ut
=
14
30,52
= 2,18
• Ta chọn tỷ số truyền của xích: U

x
= 2,2
Với U
h
= 14, tra bảng (3.1/43) ta được : u
1
=4,79 , u
2
=2,92;
III- Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.
Dựa vào công suất cần thiết P
ct
của động cơ và sơ đồ của hệ thống dẫn
động ta tính được trị số công suất ,mômen và số vòng quay trên các trục.
TRỤC I:
P
I
= P
ct
.η
ôl
P
I
= 7,85.0,99 = 7,7715 [kw].
n
I
= n
đc
= 1458
[v/ph].

T
I
= 9,55.10
6
.
1458
7715,7
.10.55,9
6
=
I
I
n
P
= 50903,858
[N.mm]
TRỤC II:
P
II
= P
I
.η
brI
.η
ôl
P
II
= 7,7715.0,97.0,99 = 7,463 [kw].
n
II

=
79,4
1458
1
=
U
n
I
= 304,384 [v/ph]
T
II
= 9,55.10
6
.
384,304
463,7
.10.55,9
6
=
II
II
n
P
= 234150,448
[N.mm]
TRỤC III:
P
III
= P
II

.η
brII
.η
ôl
P
III
=7,463.0,97.0,99 = 7,167 [kw].
n
III
=
92,2
384,304
2
=
U
n
II
= 104,241
[v/ph].
T
III
= 9,55.10
6
.
241,104
167,7
.10.55,9
6
=
III

III
n
P
= 656602
[N.mm]
TRỤC IV:
P
IV
= P
III
.η
x
.η
ôl
P
IV
=7,167.0,93.0,99 = 6,598 [kw].
n
IV
=
2,2
241,104
=
Ux
n
III
= 47,38 [v/ph].
T
IV
= 9,55.10

6
.
38,47
598,6
.10.55,9
6
=
IV
IV
n
P
= 1329905,023
[N.mm]
Bảng thống kê
Trục
Thông số
Động cơ I II III
Công suất
P,kw
11 7,7715 7,167 0,796
Tỷ số truyền
u
1 4,79 2,92
Số vòng quay
n, v/p
1458 1458 304,384 104,247
Momen xoắn
T, N.mm
50903,858 234150,44 656602
B- thiết kế bộ truyền động .

Bánh răng là bộ phận rất quan trọng trong hộp giảm tốc nói riêng và hệ
thống truyền động nói chung .Bánh răng dùng để truyền động giữa các
trục ,thông thường có kèm theo sự thay đổi về trị số và chiều của vận tốc
hoặc mô men.Việc bánh răng hư hỏng trong quá trình hoạt động là rất
nguy hiểm .Cho nên cần thiết phải tính toán thiết kế bánh răng sao cho
phù hợp ,đảm bảo an toàn trong sử dụng ,tiết kiệm được chi phí vật liệu
nhằm đạt hiệu quả cao nhất .
Việc thiết kế truyền động bánh răng được tiến hành qua các bước sau :
1.) Chọn vật liệu.
2.) Xác định ứng suất cho phép .
3.) Tính sơ bộ kích thước cơ bản của bộ truyền bánh răng .
Trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh hưởng tới khả năng làm việc của
bộ truyền ,rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc,độ bền uốn
,độ quá tải.
4.) Xác định kích thước hình học của bộ truyền .
I-Chọn vật liệu.
Để thuận tiện cho việc cung cấp vật liệu ta chọn vật liệu hai bánh là như
nhau,vì ở đây tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu như sau.
1-Chọn vật liệu bánh nhỏ:
Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB
1
= 241 285
Có σ
b1
= 850 [Mpa].
σ
ch1
= 580 [Mpa].
2-Chọn vật liêu bánh lớn .
Để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên nhiệt luyện bánh lớn có

độ rắn mặt răng thấp hơn bánh nhỏ từ 10 đến 15 HB.
Chọn thép 45tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB
2
= 192 240
Có σ
b2
= 750 [Mpa].
σ
ch2
= 450[Mpa].
II- xác định ứng suất cho phép.
ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác
định theo công thức sau .
[σ
H
] =
H
HLxHvrH
S
KKZZ
0
lim
σ
[σ
F
] =

F
FcFLxFsRF
S
KKKYY
0
lim
σ
.
Trong đó :
Z
R
- Hệ số xêt đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Z
v
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
xH
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Y
s
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập chung ứng suất .
K
xF
- Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đến độ bềnuốn.
K
Fc
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải vì bộ truyền quay một chiề

nên: K
Fc
= 1.
K
HL,
K
FL
-Hệ số tuổi thọ.
S
H
,S
F
- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
σ
0
Hlim
- ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.
σ
0
Flim
- ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.
Khi thiết kế sơ bộ lấy Z
R
.Z
v
.K
xH
= 1 và Y
R
.Y

s
K
xF
= 1, do đó công thức
ứng suất cho phép là:
[σ
H
] =
H
HLH
S
K.
0
lim
σ
[σ
F
] =
F
FcFLF
S
KK
0
lim
σ
.
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB
1
=245 Mpa
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB

2
=230 Mpa
tra bảng 6.2/1/ được.
σ
0
Hlim
= 2.HB +70 và S
H
=1,1.
σ
0
Flim
= 1,8.HB và S
F
=1,75.

σ
0
Hlim1
= 2.HB
1
+70 = 2.245 + 70 = 560 [Mpa].

σ
0
Hlim2
= 2.HB
2
+70 = 2.230 + 70 = 530 [Mpa].


σ
0
Flim1
= 1,8.HB
1
= 1,8.245 = 441 [Mpa]

σ
0
Flim2
= 1,8.HB
2
= 1,8.230 = 414 [Mpa]
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc là:
N
HO
= 30.H
2,4
1H.

N
H01
= 30.245
2,4
= 1,6 .10
7
.

N
H02

= 30.230
2,4
= 1,39.10
7
.
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với mọi
loại thép
N
Fo
= 4.10
6
.
Ta xác định hệ số tuổi thọ theo công thức sau.
H
m
HE
H
HL
N
N
K
0
=
;
F
m
FE
F
FL
N

N
K
0
=
m
H
,m
F
bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn .Do ta
chọn độ rắn mặt răng HB < 350 Mpa nên ta được m
H
= 6 , m
F
= 6 .
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên ta phải vậy nên N
HE
, được
xác định theo công thức sau :
ii
i
HE
tn
T
T
cN 60
3
max
∑









=
Với T
i
, n
i
, t
i
,lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay ,và tổng số giờ
làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét .
c- Số lần ăn khớp trong một vòng quay .
Ta có :
ck
ii
iHE
t
t
T
T
t
U
n
cN 60
3
max1

1
2
∑∑








=
)625,0.8,025,0.1(5.300.8.384,304.1.60
33
2
+=
HE
N
=
2HE
N

12,49.10
7

Vì N
HE2
> N
HO2
nên lấy hệ số tuổi thọ K

HL2
= 1.
 N
HE1
> N
HO1
nên lấy hệ số tuổi thọ K
HL1
=
1.
Như vậy theo(6.1a) sơ bộ xác định được ứng suất cho phép.
[σ
H
] =
H
HLH
S
K.
0
lim
σ

[σ
H
]
1
=
H
HLH
S

K.
0
lim
σ
=
1,1
1.560
= 509,1 (MPa)

[σ
H
]
2
=
H
HLH
S
K.
0
lim
σ
=
1,1
1.530
= 481,8 (MPa)
Vì cả bộ truyền cấp nhanh và bộ truyền cấp chậm đều sử dụng
răng thẳng nên:
[σ
H
] =min([σ

H
]
1
, [σ
H
]
2
)=[σ
H
]
2
= 481,8 (MPa)
Theo (6.7)/1/:
ii
m
i
FE
tn
T
T
cN
F
60
max
∑









=
=>
ck
ii
iFE
t
t
T
T
t
U
n
cN 60
6
max1
1
2
∑∑








=

( )
625,0.8,025,0.1.5.300.8.384,304.1.60
66
2
+=
FE
N
= 9.10
7
N
FE2
> N
FO
nên lấy hệ số tuổi thọ K
FL2
= 1.
⇒ N
FE1
> N
FO1
nên lấy hệ số tuổi thọ K
FL1
= 1.
Theo (6.2a) với bộ truyền quay 2 chiều, K
FC
= 0,7 ta có:

[σ
F

]
1
=
F
FcFLF
S
KK
0
lim
σ
=
75,1
1.7,0.441
= 176,4
(MPa)

[σ
F
]
2
=
F
FcFLF
S
KK
0
lim
σ
=
75,1

1.7,0.414
= 165,6
(MPa)
• Xác định ứng suất quá tải cho phép.
Theo (6.10) và (6.11)/1/:
[σ
H
]
max
= 2,8.σ
ch
= 2,8.450 = 1260 (MPa)
[σ
F1
]
max
= 0,8.σ
ch
= 0,8.580 = 464 (MPa)
[σ
F2
]
max
= 0,8.σ
ch
= 0,8.450 = 360 (MPa)
III-A. TÍNH CHỌN CÁC SỐ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN CẤP
NHANH .
1- Xác định sơ bộ khoảng cách trục a
w

.
Ta có :
( )
3
1
2
11
][
.
.1.
baH
HI
aw
u
KT
uKa
Ψ
+=
σ
β
(1)
Trong đó : K
a
- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng,
tra
bảng 6.5/1/ : K
a
= 49,5 (răng
thẳng).
u

1
- tỷ số truyền của cặp bánh răng , u
1
= 4,79 (xác định ở trên).
T
I
- Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T
I
= 50903,858
(N.mm) K
H
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phụ thuộc vào vị trí của
bánh răng đối với ổ và hệ số ψ
bd
.
Theo (6.16)/1/: ψ
bd
= 0,53.ψ
ba
.(u
1
+1).
Tra bảng 6.6/1/ ta chọn : ψ
ba
=
0,3
 ψ
bd

= 0,53.0,3(4,79+1) =
0,92
Tra bảng 6.7/1/ được : K
H
β

=
1,138
Thay tất cả các giá trị tìm được vào (1):
( )
3
2
1
3,0.79,4.)8,481(
38,1.858,50903
.179,4.5,49 +=
w
a
= 159,9
(mm).
2 - Xác định các thông số ăn khớp:
m = (0,01÷0,02) . a
w1
= (0,01÷0,02) . 159,9 = 1,599 ÷ 3,198
Theo bảng 6.8/1/ chọn môđun pháp: m = 2,5.
Số răng bánh nhỏ:
z
1
=
)179,4.(5,2

9,159.2
)1.(
.2
1
1
+
=
+
um
a
w
= 22,09 => Chọn : z
1
= 22 (răng )
Số răng bánh lớn:
z
2
= z
1
. u
1
= 22 . 4,79 = 105,38 => Chọn : z
2
= 105
(răng)

z
t
= z
1

+z
2
=22+105= 127
( răng ) Xác định tỉ số truyền thực: U
m
=
1
2
Z
Z
=
22
105
=
4,77
Như vậy tỉ số truyền tahy đổi nhỏ nên không có sự sai khác vận tốc .
Tính lại khoảng cách trục :
a
w1
=
2
)10522.(5,2
2
.
+
=
t
Zm
= 158,75
(mm)

với Z
t
là tổng số răng
Do đó cần xác định hệ số dịch chỉnh răng để đảm bảo: a
w1
= 160
(mm)
Theo (6_22) ta tính hệ số dịch tâm:
Hệ số dịch tâm: y=
( )
21
5,0 zz
m
a
w
+−
=
( )
105225,0
5,2
160
+−
= 0,5
Hệ số : k
y
=
127
5,0.1000.1000
=
t

z
y
=
3,937
Tra bảng 6.10a/1/ ta được: k
x
=
0,1183
Hệ số giảm đỉnh răng : y=
==
1000
127.1183,0
1000
.
tx
zk

0,015
Tổng hệ số dịch chỉnh: x
t
=y+y=0,5+0,015=
0,515
Hệ số dich chỉnh bánh 1:
x
1
=0,5[x
t
-(z
2
-z

1
).
t
Z
y
]=0,5[0,5162-(95-22).
117
5,0
]=
0,0941
Hệ số dịch chỉnh bánh 2: x
2
=x
t
-x
1
=0,515-0,0941= 0,4209
Theo (6.27)/1/ góc ăn khớp α
tw
:
cosα
tw
=
160.2
20cos.5,2.127
.2
cos
0
=
w

t
a
mZ
α

α
tw
= 21,195
0
3 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Theo (6.33)/1/, ứng suất tiếp xúc:
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
2
1
11

)1.( 2
wmw
H
dub
uKT +
(2)

Trong đó : Z
M
- Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn
khớp tra bảng 6.5/1/ ta được : Z
M
=
274 MPa
1/3
.
Z
H
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc .
Z
H
=
twb
αβ
2sin/cos.2
=
)195,21.2sin(/1.2
0
=> Z
H
= 1,722
Z
ε
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thẳng ε
β
= 0 ta có:
Z

ε
=
3
4
α
ε
−
Với:






+−=








+−=
105
1
22
1
.2,388,1
11

.2,388,1
21
zz
α
ε
= 1,704

Z
ε
=
3
704,14 −
= 0,8748
T
1
- Momen xoắn trên trục bánh răng 1, T
1
= 50903,858 (N.mm)
K
H
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc .
K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K

Hv
trong đó:
K
H
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng , K
H
β
= 1,138 (chọn ở
trên)
K
H
α
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp , với răng thẳng K
H
α
= 1
K
Hv
- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp,
trị số của K
Hv
tính theo công thức sau:
K
Hv
= 1 +
βα
υ

HH
wwH
KKT
db
2

1
1
.
d
w1
: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ.
d
w1
=
179,4
160.2
1
.2
1
+
=
+
m
w
u
a
= 55,495
(mm)
b

w
: Chiều rộng vành răng .
b
w
= ψ
ba
.a
w1
= 0,3.160 = 48
(mm)
Theo (6.42)/1/ : υ
H
= δ
H.
.g
0
.v.
m
w
u
a
1
vận tốc vòng : v =
60000
1458.459,55.14,3
60000

11
=
nd

w
π
= 4,2316
(m/s)
Với v = 4,2316 (m/s) tra bảng 6.13/1/ dùng cấp chính xác 8, do
đó theo bảng 6.16/1/ : g
0
= 56
Với HB
2
= 230 < 350 tra bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến
ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ; δ
H
=
0,006.

υ
H
= 0,006 . 56 . 4,15 .
79,4
160
= 8,2346
(m/s)
• K
Hv
= 1 +
βα
υ
HH
wwH

KKT
db
2

1
1
= 1 +
=
1.138,1.858,50903.2
459,55.48.2346,8

1,1892 .

K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K
Hv
= 1,138 . 1 . 1,1892 = 1,3533
Thay tất cả các giá trị vừa tính được vào (2)

σ
H
= 274 .1,722 . 0,8748 .
2

)459,55.(79,4.48
)179,4.(3533,1.858,50903.2 +

= 438,547
(MPa)
• Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo (6.1)/1/ với v= 4,2316 (m/s) < 5 (m/s) lấy Z
v
= 1
Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là
8, khi đó cần gia công răng đạt độ nhám R
a
= 2,5 1,25 µm => Z
R
= 0,95
Với d
a
< 700 mm lấy K
xH
= 1
Theo (6.1) và (6.1a)/1/ :
[σ
H
] = [σ
H
]’.Z
v
.Z
R
.K

xH
= 481,8 . 1 . 0,95 . 1= 457,7 (MPa)
Vậy σ
H
= 438,547 < [σ
H
] = 457,7 (MPa)
Tính sự chênh lệch ứng suất :
∆σ =
%4100.
7,457
547,4387,457
=
−
Sự chênh lệch này bằng 4% nên đã thoả mãn yêu cầu
4 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo (6.43)/1/ :
σ
F1
=
≤
mdb
YYYKT
ww
FF

2
1
11
βε

[σ
F1
] (3)
trong đó :
K
F
- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn, theo (6.45)/1/:
K
F
= K
F
β
. K
F
α
. K
Fv
.
K
F
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7/1/ được K
F
β
= 1,288 (sơ đồ 3)
K
F
α
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn, răng thảng nên K
F
α
= 1 .
K
Fv
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn, theo (6.46)/1/ :
K
Fv
= 1 +
αβ
υ
FF
wwF
KKT
db
2

1
1
theo (6.47)/1/ : υ
F
= δ
F
. g
0
.v.
m
w

u
a
1
Theo bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
δ
F
= 0,016
v = 4,2316 (m/s) (tính ở trên) và g
0
= 56 (tra ở trên).

υ
F
= δ
F
.g
0
.v.
u
a
w
= 0,016.56.4,2316.
79,4
160
= 21,959

K
Fv
= 1 +
αβ

υ
FF
wwF
KKT
db
2

1
1
=1+
1.288,1.858,50903.2
459,55.48.959,21
= 1,371
• K
F
= K
F
β
. K
F
α
. K
Fv
= 1,288 . 1 . 1,371 = 1,7658 Y
ε
- Hệ số kể
đến sự trùng khớp của răng:
Y
ε
=

1,704
11
=
α
ε
= 0,5868 (ε
α
= 1,704 tính ở trên ).
Y
β

- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Y
β
=
1.
Y
F1
,Y
F2
- Hệ số biến dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18/1/ với số
răng tương đương :
z
v1
= z
1
= 22
z
v2
= z
2

= 105
ta được: Y
F1
= 3,83
Y
F2
= 3,53
Thay các giá trị vừa tính được vào (3) :
=> σ
F1
=
mdb
YYYKT
ww
FF

2
11
11
βε
=
5,2.459,55.48
83,3.1.5868,0.7658,1.858,50903.2
= 60,7096
(MPa)
Theo (6.44)/1/ :
σ
F2
= σ
F1

.
83,3
53,3
.7096,60
1
2
=
F
F
Y
Y
= 55,954 (MPa)
 Xác định ứng suất uốn cho phép khi kể đến các nhân tố khác :
Theo (6.2) và (6.2a)/1/ :
[σ
F
] = [σ
F
]’.Y
R
.Y
s
.K
xF
.
trong đó :
Y
R
- Hệ số kể đến ảnh hưởng mặt lượn chân răng, Y
R

= 1.
Y
s
- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng suất, với
m = 2,5 (mm) :
Y
s
= 1,08 – 0,0695 . ln(2,5) = 1,0163
K
xF
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn với
d
a
< 400 mm => K
xF
= 1.

[σ
F1
] = [σ
F1
]’.Y
R
.Y
s
.K
xF
= 176,4.1.1,0163.1 = 179,275
(MPa)


[σ
F2
] = [σ
F2
]’.Y
R
.Y
s
.K
xF
= 165,6.1.1,0163.1.1 = 168,299
(Mpa)
Vậy σ
F1
= 60,7096 < [σ
F1
] = 179,275 (MPa)
σ
F2
= 55,954 < [σ
F1
] = 168,299 (Mpa)
• thoả mãn điều kiện bền uốn.
5- Kiểm nghiệm quá tải:
Theo (6.48):
σ
H1max
= σ
H
.

qt
K
= 448,7 .
4,1
= 530,9 (MPa) < [σ
H
]
max
= 1260 (MPa)
Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất
cực đại σ
Fmax
tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho
phép .
Theo (6.49)/1/:
σ
Fmax
= σ
F
.K
qt

σ
F1max
= σ
F1
.K
qt
= 60,7096 . 1,4 = 84,993
(MPa) σ

F2max
= σ
F2
.K
qt
= 55,954 .1,4 =
78,3356 (MPa)
Vậy σ
F1max
< [σ
F1
]
max
= 464 (MPa)
σ
F2max
< [σ
F2
]
max
= 360 (MPa)
6 - Xác định các thông số bộ truyền:
Bảng 5
Bảng thống kê các thông số

III-
B.
TÍNH CHỌN CÁC SỐ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM .
1-xác định sơ bộ khoảng cách trục a
w

.
Ta có :
a
w2
= K
a
.(U
2
+1)
3
2
2
][
.
baH
HII
U
KT
Ψ
σ
β
.
Trong đó : K
a
- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
tra
bảng 6.5/1/ trang 96 được K
a
= 49,5.
U

2
- tỷ số truyền của cặp bánh răng , U
2
= 2,92 (tính ở trên).
T
II
- Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T
II
= 234150,448(N.mm)
K
H
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phu thuộc vào vị
trí của bánh răng đối với ổ và hệ số ψ
1d
.
Thông số Ký hiệu Trị số đơn vị
Môđun pháp m m = 2,5
Số răng bánh răng Z z
1
= 22
z
2
= 105
răng
Tỷ số truyền thực u
m
u
1

= 4,77 mm
Khoảng cách trục a
w
a
w
= 160 mm
Chiều rộng vành răng b
w
b
w
= 48 mm
Góc ăn khớp
α
tw
α
tw
=21,19
0
độ
Đường kính lăn d
w
d
w1
= 55,45
d
w2
=264,54
mm
Hệ số dịch chỉnh X x
1

= 0,0941
x
2
= 0,4209
mm
Đường kính cơ sở d
b
d
b1
= 55
d
b2
=262,5
mm
Đường kính đỉnh răng d
a
d
a1
= 60,395
d
a2
= 269,52
mm
Đường kính chân răng d
f
d
f1
= 49,22
d
f2

= 100,85
mm
ψ
bd
= 0,53.ψ
b a
.(U
2
+1).
Tra bảng 6.6/1/ ta chọn: ψ
b a
= 0,4

ψ
bd
= 0,53.0,4(+1) = 0,831
Tra bảng 6.7/1/ trang 98 được K
H
β
=
1,0531.

a
w2
= 49,5.(2,92+1)
3
2
4,0.92,2.)8,481(
0531,1.448,234150
= 187,998

[mm].
2-xác định các thông số ăn khớp.
m= (0,01÷0,02)a
w2
= (0,01÷0,02).187,7 = 1,879 ÷ 3,76.
Theo bảng 6.8/1/ chọn môđun pháp : m = 2,5.
• xác định số răng bánh nhỏ.
Vì răng thẳng nên ta có : Z
3
=
)192,2(5,2
998,187.2
)1.(
.2
2
2
+
=
+
Um
a
w
= 38,366
(răng)
Chọn Z
3
= 38
(răng) .
Do đó Z
4

= u
2
.z
3
= 2,92.38 =110,96 Chọn Z
4
= 110
(răng).
Xác định tỉ số truyền thực: U
m
=
3
4
Z
Z
=
38
110
= 2,89
Như vậy tỉ số truyền tahy đổi nhỏ nên không có sự sai khác vận tốc
Tính lại khoảng cách trục :
a
w2
=
2
)11038.(5,2
2
.
+
=

t
Zm
= 185 [mm].
Với Z
t
là tổng số răng .
Do Z
3
=38(răng ) > 30 => không dùng dịch chỉnh;
• xác định góc ăn khớp α
tw
.
Cosα
tw
=
9396,0
185.2
20cos.5,2.148
.2
cos
0
==
w
t
a
mZ
α
.
=> α
tw

= 20
0
IV-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả
mãn điều kiện sau:
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
≤
+
2
22
2

)1.( 2
ww
HII
dUb
UKT
[σ
H
].
Trong đó : Z
M

- Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn
khớp tra bảng 6.5/1/ ta được: Z
M
= 274
Mpa
1/3
.
Z
H
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc .
Z
H
=
).sin(
cos.
tw
b
α
β
2
2
=
)20.2sin(
1.2
0
= 1,7639 .
Z
ε
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thẳng ε
β

=0 ta có.
Z
ε
=
3
4
α
ε
−
.
Với
.
110
1
38
1
2,388,1cos
11
2,388,1
43













+−=














+−=
βε
α
zz
= 1,7667

Z
ε
=
3
714 ,
−
=

0,8628 .
T
II
- Momen xoắn trên trục bánh răng 3: T
II
= 234150,448
(N.mm)
K
H
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc .
K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K
Hv
K
H
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng tra bảng 6.7/1/ với ψ
b d
= 0,831
(tính ở trên ) tra được K
H
β

= 1,0531
K
H
α
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, với răng thẳng K
H
α
=1.
K
Hv
- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của K
Hv

tính theo công thức sau.
K
Hv
= 1 +
βα
HHII
wwH
KKT
dbV
2

3
.
d
w3
: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ.

d
w3
=
189,2
185.2
1
.2
2
+
=
+
m
w
U
a
= 95,115
[mm].
b
w
:Chiều rộng vàng răng .
b
w
= ψ
ba
.a
w2
= 0,4.185 = 74 [mm]
V
H
= δ

H.
.g
0
.v.
2
2
U
a
w
Với V là vận tốc vòng :V=
60000
384,304.115,95.14,3
60000

3
=
Π
IIw
nd
= 1,515
[m/s].
Với V= 1,515 < 2 m/s tra bảng 6.13/1/ ta chọn cấp chính xác về mức
làm việc êm là 9.
Với cấp chính xác làm việc êm là 9 tra bảng 6.16/1/ ta chọn được trị
số của hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng g
0
= 73.
Với HB
2
= 230< 350 tra bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh

hưởng của các sai số ăn khớp δ
H
= 0,006.

V
H
= δ
H.
.g
0
.v.
2
2
U
a
w
= 0,006.73.1,515.
89,2
185
= 5,309
[m/s]

K
Hv
= 1 +
βα
HHII
wwH
KKT
dbV

2
3
= 1 +
=
0531,1.448,234150.2
115,95.74.309,5
1,0757

K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K
Hv
= 1,0531.1.1,0757= 1,1328.
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.

2
22
2
12
ww
HII
dUb
UKT

).(
+

σ
H
= 274.1,72.0,876.
2
)115,95.(89,2.74
)189,2.(1328,1.448,234150.2 +
= 430,66
[Mpa].
• Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Với v= 1,515 m/s <5 m/s lấy Z
v
= 1, với cấp chính xác tiếp xúc là 9, chọn
cấp chính xác động học là 9 khi đó cần gia công răng đạt độ nhám
R
z
=10 40 µm do đó Z
R
= 0,9 . với d

a
< 700 mm lấy K
xH
= 1.
[σ
H
] = [σ
H
]’.Z
v
.Z
R
.K
xH
=481,8.1.0,9.1= 433,62
[Mpa].
Vậy σ
H
= 430,66< [σ
H
] =433,62 [Mpa].
Tính sự chênh lệch ứng suất .
∆σ =
%68,0100.
62,433
66,43062,433
=
−
• Sự chênh lệc này thảo mãn yêu cầu tiết kiệm vật liệu .
V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
không vượt quá một trị số cho phép:
σ
F1
=
≤
mdb
YYYKT
ww
FFII

2
22
1
βε
[σ
F1
].
σ
F2
=
≤
1
21
.
F
FF
Y
Y
σ

[σ
F2
]
Trong đó : T
II
- Momen xoắn trên trục bánh chủ động 3.
m- môđun pháp.
b
w
- Chiều rộng vành răng.
Y
ε
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng .
Y
ε
=
566,0
1,7667
11
==
α
ε
. (ε
α
= 1,7667 tính ở trên ).
Y
β
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Y
β
= 1.

Y
F1
,Y
F2
- Hệ số biên dạng răng của bánh 3 và 4, tra bảng 6.18/1/
trang 109 với số răng tương đương Z
v1
= Z
3
=38, Z
v2
=
Z
4
=110
và hệ số dịch chỉnh x
1
= x
2
= 0 tra được Y
F1
= 3,72 , Y
F2
= 3,6
K
F
- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn.
K
F
= K

F
β
. K
F
α
. K
Fv
.
K
F
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7/1/ trang 98
được : K
F
β
=
1,2752
K
F
α
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, vì răng thẳng nên: K
F
α
= 1.
K
Fv
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
khi tính về uốn.

K
Fv
= 1 +
αβ
FFII
wwF
KKT
dbV
2

2
Với V
F
= δ
F
.g
0
.V.
U
a
w
Theo bảng 6.15/1/ trang 107 tra được hệ số kể đến ảnh hưởng
của sai số ăn khớp δ
F
= 0,016 ,
v= 0,36 [m/s] (tính ở trên) và g
0
= 73 (tra ở trên).

V

F
= δ
F
.g
0
.V.
U
a
w
= 0,016.73.1,515.
89,2
185
=15,903.

K
Fv
= 1 +
αβ
FFII
wwF
KKT
dbV
2

2
=1+
1.2752,1.448,234150.2
115,95.74.903,15
=
1,1874.

K
F
= K
F
β
. K
F
α
. K
Fv
= 1,2752.1.1,1874 = 1,514
Vậy ứng suất uốn trên bánh 3
σ
F1
=
mdb
YYYKT
ww
FFII

2
22
1
βε
=
5,2.115,95.74
72,3.1.514,1.448,234150.2
= 149,89
[Mpa].
• Xác định ứng suất uốn trên bánh 4.

σ
F2
=
82,3
53,3.38,48
.
1
21
F
FF
Y
Y
σ
= 145,054
[Mpa].
• Xác định ứng suất uốn cho phép khi kể đến các nhân tố khác .
[σ
F
] = [σ
F
]’.Y
R
.Y
s
.K
xk
.
Trong đó : Y
R
- Hệ số kể đến ảnh hưởng mặt lượn chân răng thông

thường lấy Y
R
= 1.
Y
s
- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng
suất lấy Y
s
=1,08-0,0695.ln2,5= 1,0163
K
xF
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ
bền uốn với d
a
< 700 mm lấy K
xF
= 1.

[σ
F3
] = [σ
F1
].Y
R
.Y
s
.K
xF
= 176,4.1.1,0163.1 = 179,275
(MPa)


[σ
F4
] = [σ
F2
].Y
R
.Y
s
.K
xF
= 165,6.1.1,0163.1 = 168,299
(Mpa)
Vậy σ
F3
= 149,89 < [σ
F3
] = 179,275 (MPa)
σ
F4
= 145,054 < [σ
F4
] = 168,299 (Mpa)
VI- Kiểm nghiệm quá tải.
Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải
kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:
K
qt
=
4,1==

T
T
T
T
mmmm
.
Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại.
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực
đại không vược ứng suất suất cho phép .
σ
Hmax
= σ
H
.
qt
K
≤
[σ
H
]
max
.
σ
Hmax
= σ
H
.
qt
K
= 430,66.

4,1
= 509,563
[Mpa].
Vậy σ
Hmax
= 506,66 < [σ
Hmax
]= 1260 [Mpa].
Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất
cực đại σ
Fmax
tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho
phép .
σ
Fmax
= σ
F
.K
qt

≤
[σ
F
]
max
.