Đồ án thiết kế bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp

Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một trong những kỹ năng cơ sở của sinh viên
nghành kỹ thuật. Tuy đã được học ở các môn như Cơ học máy, Chi tiết máy … nhưng
phải đến đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí sinh viên mới có cái nhìn toàn diện
về thiết kế máy. Bên cạnh đó, đồ án đã giúp sinh viên củng cố kiến thức đã học cũng như
hoàn thiện những kỹ năng làm việc cơ bản ngay từ khi còn ngồi trên ghế nhà trường.
Lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẻ, một lĩnh vực hoàn toàn khác đó chính là
vận dụng của lý thuyết vào thực tế ở một mức độ nào đó. Trong quá trình thiết kế, có
những lúc tra cứu các tài liệu không thực sự chuẩn xác vì vậy không tránh khỏi những sai
sót.
Trong đồ án này em chỉ trình bày một đồ án môn học với những nội dung sau:
-Tính toán chung
-Thiết kế bộ truyền đai dẹt theo yêu cầu đồ án
-Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc.
-Tính toán trục và kích thước của hộp giảm tốc .
-Bôi trơn và các chi tiết khác
Các số liệu, hình vẽ được tham khảo từ tài liệu:
Em xin chân thành cảm ơn Thầy giáo hướng dẫn Nguyễn Thanh Tùng bộ môn Kỹ Thuật
Cơ Khí giúp đỡ em trong quá trình làm đồ án này.
Sinh viên:
Nguyễn Thành Trung
Trang 1
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1.Chọn động cơ điện
1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ

ct
yc
P

P
η
=

Trong đó P
ct
: Công suất trên một trục công tác
P
yc
: Công suất trên trục động cơ
Hiệu suất của bộ truyền:
(1)
Tra bảng
[ ]
2.3
19
I
ta có:
Hiệu suất của một cặp ổ lăn :
ol
η
= 0,99
Hiệu suất của bộ đai : 0,96
Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : 0,97
Hiệu suất của khớp nối:
kn
η
=
1
Thay số vào (1) ta có:

Trang 2
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí

3
. . .
i ol kn d br
η η η η η η
= Π =
= 0,99
8
.0,96.0,97.1
2
= 0,9
Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là :
1.1.2.Xác định số vòng quay của động cơ
Trên trục công tác ta có:
n
lv
=
D
v
.
.60000
π

300.
6.1.60000
π
=102
( )

.
dc sb ct sb
n n u=

Trong đó :
sb d h
u u u=
(2)
Tra bảng ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:
Truyền động đai: 3
Truyền động bánh răng trụ: 4 (hộp giảm tốc một cấp)
Thay số vào (2) ta có:


3.4= 12
Suy ra :
( )
.
dc sb ct sb
n n u
= =
102.12 = 1224 (v/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n
dc
=1450(v/ph)
1.1.3.Chọn động cơ
Từ P
yc
= 0,99kW . n
dc

=1450v/ph
Trang 3
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
Tra bảng phụ lục ta có động cơ điện
Kiểu động cơ P
đc
(KW)
d(mm)
dc
( / )v ph
η
4A80B6Y3 7,5 38 1450
1.2.Phân phối tỉ số truyền
1.2.1Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống
Theo tính toán ở trên ta có:
dc
n =
1450(v/p)
n
ct
= 102(v/ph)
Tỉ số truyền chung của hệ thống là :
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ

Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trong
br
u
= 4
1.3.Tính các thông số trên các trục
1.3.1.Số vòng quay

Theo tính toán ở trên ta có: n
dc
= 1450(vg/ph)
Tỉ số truyền từ động cơ sang trục I qua đai là:
Trang 4
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
Số vòng quay thực của trục công tác là:
1.3.2.Công suất
Công suất trên trục công tác (tính ở trên) là: P
ct
= 5,6(
WK
)
Công suất trên trục II là :

Công suất trên trục I là :
Công suất thực của động cơ là:
1.3.3.Mômen xoắn trên các trục
Mômen xoắn trên trục I là :
Mômen xoắn trên trục II là :
Mômen xoắn trên trục công tác là:

Trang 5
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :
1.3.4Bảng thông số động học
Thông
số/Trục
Động Cơ I II Công Tác
U =4 =1

n(v/ph) 1450 102 102
P(KW) 7,5 5,83 5,6 5,6
T(N.mm) 524313,7
Trang 6
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
CHƯƠNG 2
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT
2.1 Chọn loại đai.
Chọn loại đai vải cao su.
2.2 Xác định đường kính bánh đai.
Với thông số đầu vào:
N công suất trên trục dẫn : N
3
= 5,6 ( kw)
n

số vòng quay / phút trục dẫn :n
2
= 102 ( v/p)
Theo công thức (5.6).[2]:
Thì D
1
= (1100
÷
1300 ) .
3
3
3
N
n

=
(418÷494) (mm)
Kiểm nghiệm vận tốc
V=
1 3
.D .n
60.1000
π
=1,6 (m/s)
≤
1,5
÷
2 (m/s)
Hệ số trượt của vải cao su là
ξ
chọn
ξ
= 0,02 ta có :
Tính D
2
. Theo (5.8).[2] ta có:
Trang 7
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí

2 1
D i.D .(1 ) 3.(360 425) 1080 1275
= − ξ = ÷ = ÷
(mm)
Quy chuẩn theo bảng 5.1 (T81).[2] Ta chọn được:

1
2
D 400mm
D 1120mm
=


=

Tính lại số vòng quay thực n
bd
của bánh bị dẫn:
n
bd
= (1-
ξ
)
1
3
2
D
n
D
×
=(1-0,02). 35.7(v/p)
Sai số vòng quay theo yêu cầu :
n∆
=
ct bd
ct

n n
n
−
=
42,44 44,57
5%
42,44
−
=
Với n
ct
là số vòng quay của trục công tác.
Vậy sai số
n
∆
nằm trong phạm vi cho phép (4÷5)% nên chọn D
2
hợp lý.
2.3 Định khoảng cách trục A và chiều dài L.
Để góc ôm đủ lớn: A
2≥
(D
1
+D
2
) = 2(400+1120)=3040 mm
Lấy A=3040 mm
Theo công thức (4.4).[1] ta tính được L:
2 2
1 2

1 2
(D D ) (400 1120)
L 2A (D D ) 2.3040 (400 1120) 8510(mm)
2 4A 2 4.3040
π − π −
= + + + = + + + =
2.4 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ: (
1
α
)
Trang 8
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
Theo(4.7).[1] :
1
α
=
O 0 0 0 O O
2 1
D D 1120 400
180 57 180 57 166,5 150
A 3040
− −
− × = − × = >
Vậy thỏa mãn điều kiện.
2.5 Định tiết diện đây đai (
b,
δ
)
Để giảm ứng suất uốn chiều dày
δ

đai chọn theo
1
D
δ
sao cho:
Theo (5.12).[2]
1
max
1
1
D D 40
δ δ
 
≤ =
 
 

1
1 400.1
D 10
40 40
δ ≤ × = =
Theo bảng 5-3 (T83).[2]. Ta chọn đai vải cao su loại B có chiều dày
10mmδ =
Theo công thức (5-13).[2]. Tính chiều rộng của dây đai
b=
p t V b
0
1000.N
V. . .c .c .c .c

α
 
δ σ
 
Trong đó:

1 1
.D .n .400.102
V 2,13
60.1000 60000
π π
= = =
m/s
Trang 9
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
Theo các số liệu từ cuốn [2] ta tra được số liệu như sau:
c
t
: hệ số xét ảnh hưởng chế độ tải trọng theo 5-7 (T 86) chọn c
t
=0,5
α
c
:hệ số xét ảnh hưởng góc ôm theo 5-6 (T 85) chọn
c 0,96
α
=
c
V
:hệ số xét ảnh hưởng vận tốc theo 5-8 (T 87) chọn c

v
=1,03
c
b
: hế số xét ảnh hưởng cách bố trí bộ truyền theo 5-9 (T 87) chọn c
b
=1
p
o
 
σ
 
: ứng suất cho phép đai dẹt theo 5-5 (T 85)
Lấy sức căng ban đầu
0
σ
=1,8 N/mm
2
theo trị số
1
D 400
40
10
= =
δ

tra theo
bảng 5-5 (T 85) chọn
p
0

2,25
 
σ =
 
Công thức(5.13).[2]:
→ b
p 0 t v b
1000.N 1000.5,6
150
V. .[ ] C .C .C .C 2,13.10.2,25.0,5.0,96.1,03.1
α
≥ = =
δ σ
( mm)
Vậy theo 5.4 (T 84) → b=150 (mm)
2.6 Định chiều rộng bánh đai
Chiều rộng B của bánh đai được tính theo công thức:
B = 1,1b +
( )
1510
÷
mm
Thay số ta được:
Trang 10
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
B = 1,1.150+ (10
÷
15) mm=165+(1015) mm
Dựa vào kết quả tính toán và bảng 5.10 chọn chiều rộng bánh đai
B =165 (mm)

Kiểm tra điều kiện
B=175 mm
<
D
1
=400 mm;
2
D 1120
6 6,4 12
B 175
< = = <
Vậy thỏa mãn điều kiện
2.7.Tính lực căng ban đầu S
0
và lực căng trên trục.
Lực căng ban đầu (5.14).[2]:
S
0
=
b
0
δσ
= 1,8.10.150=2700 (N) (trong
đó
28,1
0
÷=
σ
N/mm
2

)
Lực tác dụng lên trục(5.15).[2]:
R = 3.S
0
.sin
2
1
α
= 3.2700.sin
o
166.5
2
= 8044 (N)
2.8.Bảng kết quả tính toán.
Trang 11
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí

Trang 12
Thông số Giá trị
Đường kính bánh đai nhỏ D
1
(mm) 400
Đường kính bánh đai lớn D
2
(mm) 1120
Chiều rộng bánh đai B(mm)
Chiều rộng dây đai b(mm)
170
150
Chiều dài đai L(mm) 8510

Khoảng cách trục A(mm) 3040
Lực căng ban đầu S
0
(N) 2700
Lực tác dụng lên trục R(N) 8044
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Thông số đầu vào:
P=P
I
= 5,83 (KW)
T
1
=T
I
=(N.mm)
n
1
=n
I
= 408,45 (v/ph)
i=i
br
=4
L
h
=7500 (h)
3.1 Chọn vật liệu bánh răng
Tra bảng

6.1
[1]
92
B
, ta chọn:
Vật liệu bánh răng lớn:
• Nhãn hiệu thép: 45
• Chế độ nhiệt luyện: Thường hóa
• Độ rắn:
:170 217HB
÷
Ta chọn HB
2
=180
• Giới hạn bền σ
b2
=600 (MPa)
• Giới hạn chảy σ
ch2
=340 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:
• Nhãn hiệu thép: 45
• Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
• Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB
1
= 190
• Giới hạn bền σ
b1
=750 (MPa)
• Giới hạn chảy σ

ch1
=450 (MPa)
3.2 Xác định ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
Trang 13
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
0
lim
0
lim
[ ]
[ ]
H
H R v xH HL
H
F
F R S xF FL
F
Z Z K K
S
Y Y K K
S
σ
σ
σ
σ

=





=


, trong đó:
Chọn sơ bộ:
1
1
R v xH
R S xF
Z Z K
Y Y K
=


=

S
H
, S
F
– Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng
6.2
[1]
94
B
với:
 Bánh răng chủ động: S
H1

= 1,1; S
F1
= 1,75
 Bánh răng bị động: S
H2
= 1,1; S
F2
= 1,75

0 0
lim lim
,
H F
σ σ
- Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
0
lim
0
lim
2 70
1,8
H
F
HB
HB
σ
σ

= +



=


=>
Bánh chủ động:
0
lim1 1
0
lim1 1
2 70 2.190 70 450( )
1,8 1,8.190 342( )
H
F
HB MPa
HB MPa
σ
σ

= + = + =


= = =


Bánh bị động:
0
lim2 2
0
lim2 1

2 70 2.180 70 430( )
1,8 1,8.180 324( )
H
F
HB MPa
HB MPa
σ
σ

= + = + =


= = =


K
HL
,K
FL
– Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:
Trang 14
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
0
0
E
H
F
H
m

HL
HE
F
m
FL
F
N
K
N
N
K
N

=




=


, trong đó:
m
H
, m
F
– Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng có
HB<350 => m
H
= 6 và m

F
= 6
N
HO
, N
FO
– Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất
uốn:
2,4
6
30.
4.10
HO HB
HO
N H
N

=


=



2,4 2,4 6
1 1
2,4 2,4 6
2 2
6
O1 O2

30. 30.190 8,3.10
30. 30.180 7,76.10
4.10
HO HB
HO HB
F F
N H
N H
N N

= = =

= = =


= =

N
HE
, N
FE
– Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh => N
HE
= N
FE
= 60c.n.t
∑
, trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

n – Vận tốc vòng của bánh răng
t
∑
– tổng số thời gian làm việc của bánh răng

6
1 1 1
6
1
2 2 2
60. . . 60.1.267,44.7500 120.35.10
267,44
60. . . 60. . . 60.1. .7500 30.10
4
HE FE
HE FE
N N c n t
n
N N c n t c t
u
Σ
Σ Σ

= = = =


= = = = =


Ta có: N

HE1
> N
HO1
=> lấy N
HE1
= N
HO1
=> K
HL1
= 1
N
HE2
> N
HO2
=> lấy N
HE2
= N
HO2
=> K
HL2
= 1
N
FE1
> N
FO1
=> lấy N
FE1
= N
FO1
=> K

FL1
= 1
Trang 15
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
N
FE2
> N
FO2
=> lấy N
FE2
= N
FO2
=> K
FL2
= 1
Do vậy ta có:
0
lim1
1 1
1
0
lim2
2 2
2
0
lim1
1 1
1
0
lim2

2 2
2
450
[ ] .1.1 409,10 )
1,1
430
[ ] .1.1 390,91( )
1,1
342
[ ] .1.1 195,43( )
1,75
324
[ ] .1.1 185,14(
1,75
H
H R v xH HL
H
H
H R v xH HL
H
F
F R S xF FL
F
F
F R S xF FL
F
Z Z K K MPa
S
Z Z K K MPa
S

Y Y K K MPa
S
Y Y K K MPa
S
σ
σ
σ
σ
σ
σ
σ
σ
= = =
= = =
= = =
= = = )













Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng =>

[ ]
[ ] [ ]
1 2
2
H H
H
σ σ
σ
+
=

=>
[ ]
[ ] [ ]
1 2
409,10 390,91
400,01
2 2
H H
H
σ σ
σ
+
+
= = =
(MPa)
b. Ứng suất cho phép khi quá tải
ax 1 2
1 ax 1
2 ax 2

[ ] 2,8. ax( , ) 2,8.450 1260( )
[ ] 0,8. 0,8.450 360( )
[ ] 0,8. 0,8.340 272( )
H m ch ch
F m ch
F m ch
m MPa
MPa
MPa
σ σ σ
σ σ
σ σ
= = =


= = =


= = =

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
( )
1
3
w
2
.
1 .
[ ] . .
H

a
H ba
T K
a K u
u
β
σ ψ
= +
, với:
K
a
– hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng
[ ]
6.5
1
96
B

=> K
a
= 43 MPa
1/3
.
T
1
– Moment xoắn trên trục chủ động: T
1
=1363116 (N.mm)
Trang 16
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí

[σ
H
] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ
H
] = 400,01 (MPa)
i– Tỷ số truyền: i = 4
,
ba bd
ψ ψ
– Hệ số chiều rộng vành răng:
Tra bảng
[ ]
6.6
1
97
B
với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được
0,4
ba
ψ
=
0,5 ( 1) 0,5.0,3(4 1) 0,75
bd ba
u
ψ ψ
= + = + =
K
Hβ
, K
Fβ

– Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng
6.7
[1]
98
B
với
0,75
bd
ψ
=
và sơ đồ bố
trí là sơ đồ 6 ta được:
1,03
1,07
H
F
K
K
β
β
=



=


Do vậy:
( )

1
3
3
w
2 2
.
13631,1.1,03
1 . 43(4 1) 125,57( )
[ ] . . 400,01 .4.0,3
H
a
H ba
T K
a K u mm
u
β
σ ψ
= + = + =
Chọn a
w
= 125 (mm)
3.4 Xác định các thông số ăn khớp
a. Mô đun pháp
m = (0,01÷0,02)a
w
= (0,01÷0,02).125 = 1,25÷2,5 (mm)
Tra bảng
6.8
[1]
99

B
chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm).
b. Xác định số răng
Trang 17
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
Chọn sơ bộ β = 14
0
=> cosβ = 0,970296
Ta có:
0
w
1
2. cos
2.125.cos14
24,26
(i 1) 2(4 1)
a
Z
m
β
= = =
+ +
, lấy Z
1
= 25
Z
2
= i.Z
1
= 4.24,26= 97,04 , lấy

2
98Z
=
Tỷ số truyền thực tế:
2
1
98
3,92
25
t
Z
i
Z
= = =
Sai lệch tỷ số truyền:
3,92 4
.100% .100% 2
4
t
u u
u
u
−
−
∆ = = =
<4% thoả mãn.
c. Xác định góc nghiêng răng
( )
1 2
w

0
2 25 98
( )
os 0.984
2 2.125
ar os( os ) ar os(0,984) 10,26
m Z Z
c
a
cc c cc
β
β β
+
+
= = =
= = =
d. Xác định góc ăn khớp α
tw
0
0
w
20
ar ar 20,30
os 0,984
t t
tg tg
ctg ctg
c
α
α α

β
 
 
= = = =
 ÷
 ÷
 
 
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở β
b
:
( )
0 0 0
ar os . ar ( os20,30 . 10,26 ) 9,64
b t
ctg c tg ctg c tg
β α β
= = =
3.5 Xác định các hệ số vầ một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: i
t
= 3,92
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:
Trang 18
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
w
w1
w2 w w1
2.
2.125

50( )
1 3,92 1
2. 2.125 50 200( )
t
a
d mm
i
d a d mm

= = =

+ +


= − = − =


Vận tốc trung bình của bánh răng:
w1 1
.
.50.267,44
0,70( / )
60000 60000
d n
v m s
π
π
= = =
Tra bảng
6.13

[1]
106
B
với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 0,70 (m/s) ta được cấp
chính xác của bộ truyền là: CCX= 9
Tra phụ lục
2.3
[1]
250
PL
với:
 CCX= 9
 HB < 350
 Răng thẳng
 V =0,70(m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
1,01
1,03
Hv
Fv
K
K
=


=

Hệ số tập trung tải trọng:
1,03
1,07

H
F
K
K
β
β
=



=


K
Hα
, K
Fα
– Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất
tiếp xúc, uốn: Tra bảng
[ ]
6.14
1
107
B
với
0,7( / )
X = 9
v m s
CC
=




nội suy ta được:
1,13
1,37
H
F
K
K
α
α
=


=

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc
Trang 19
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
( )
1
2
w w1
2 1
Z Z [ ]
. .
H t
H M H H

t
T K u
Z
b u d
ε
σ σ
+
= ≤
[ ]
H
σ
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ] [ ]. Z K 400,01.0,95.1 380,01( )
H H R v xH
Z MPa
σ σ
= = =
Z
M
– Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng
6.5
[1]
96
B
=>
Z
M
= 274 MPa
1/3

Z
H
– Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
0
0
w
2 os
2 os9,64
1,74
sin(2 ) sin(2.20,30 )
b
H
t
c
c
Z
β
α
= = =
Z
ε
– Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ε
α
và hệ
số trùng khớp dọc ε
β
:
ε
α
– Hệ số trùng khớp ngang:

0
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os10,26 1,69
25 98
c c
Z Z
α
ε β
 
 
 
 
≈ − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
b
w
– chiều rộng vành răng:
w w
. 0,4.125 50( )
ba
b a mm
ψ

= = =
lấy b
w
= 50(mm)
ε
β
– Hệ số trùng khớp dọc:
Trang 20
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
0
w
sin
50.sin10, 26
1,42 1
. 2.
b
m
β
β
ε
π π
= = = >
1 1
Z 0,77
1,69
ε
α
ε
→ = = =

K
H
– Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K K K 1,13.1,03.1,01 1,20
H H H Hv
K
α β
= = =
Thay vào ta được:
( ) ( )
1
2 2
w w1
2 1 2.37137.1,20. 3,92 1
Z Z 274.1,74.0,77 347,28( )
. . 50.3,92.50
H t
H M H
t
T K u
Z MPa
b u d
ε
σ
+ +
= = =
Ta có
347,28 [ ] 380( )
H H
MPa

σ σ
= ≤ =


[ ]
[ ]
380,01 347,28
.100% .100% 8,6% 10%
380
H H
H
σ σ
σ
−
−
= = <
=> Thoả mãn

b. Kiểm nghiệm độ bền uốn
1 1
1 1
w w1
1 2
2 2
1
2. . .
[ ]
. .
.
[ ]

F F
F F
F F
F F
F
T K Y Y Y
b d m
Y
Y
ε β
σ σ
σ
σ σ

= ≤




= ≤


1 2
[ ],[ ]
F F
σ σ
- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
Trang 21
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
1 1

2 2
[ ] [ ]. 195,43.095.1 185,66( )
[ ] [ ]. 185,14.0,95.1 175,88( )
F F R S xF
F F R S xF
Y Y K MPa
Y Y K MPa
σ σ
σ σ
= = =


= = =

K
F
– Hệ số tải trọng khi tính về uốn
. . 1,37.1,07.1,03 1,51
F F F Fv
K K K K
α β
= = =
Y
ε
– Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
1 1
0,66
1,51
Y
ε

α
ε
= = =
Y
β
– Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
0 0
0 0
10,26
1 1 0,93
140 140
Y
β
β
= − = − =
Y
F1
, Y
F2
– Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương Z
V1
và Z
V2
:
1
1
3 3 0
2
2
3 3 0

25
26,24
cos cos 10,26
98
102,86
cos cos 10,26
v
v
Z
Z
Z
Z
β
β

= = =




= = =


Tra bảng
[ ]
6.18
1
109
B
với:

 Z
v1
=26,24
 Z
v2
= 102,86
 x
1
= 0
 x
2
=0
Ta được:
1
2
3,9
3,60
F
F
Y
Y
=


=

Thay vào ta có:
Trang 22
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
1 1

1 1
w w1
1 2
2 2
1
2. . .
2.37137.1,51.0,66.0,93.3,9
53,12( ) [ ] 210,86( )
. . 50.50.2
. 53,12.3,60
49,03( ) [ ] 195,43( )
3,9
F F
F F
F F
F F
F
T K Y Y Y
MPa MPa
b d m
Y
MPa MPa
Y
ε β
σ σ
σ
σ σ

= = = ≤ =





= = = ≤ =


c. Kiểm nghiệm về quá tải:
[ ]
[ ]
[ ]
ax
ax
ax1 1 1
ax
ax2 2 2
ax
.
.
Hm H qt H
m
Fm qt F F
m
Fm qt F F
m
K
K
K
σ σ σ
σ σ σ
σ σ σ


= ≤


= ≤


= ≤


K
qt
– Hệ số quá tải:
ax ax
2,2
m m
qt
dn
T T
K
T T
= = =
Do vậy:
[ ]
[ ]
[ ]
ax
ax
ax1 1 1
ax

ax2 2 2
ax
347,28 2,2 515,10( ) 1260( )
. 2,2.53,12 116,86( ) 360( )
. 2,2.49,03 107,87( ) 272( )
Hm H qt H
m
Fm qt F F
m
Fm qt F F
m
K MPa MPa
K MPa MPa
K MPa MPa
σ σ σ
σ σ σ
σ σ σ

= = = ≤ =


= = = ≤ =


= = = ≤ =


3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng
Đường kính vòng chia:
1

1
0
2
2
0
.Z
2.25
50( )
os os10,26
.Z 2.98
200( )
os os10,26
m
d mm
c c
m
d mm
c c
β
β

= = =




= = =


Khoảng cách trục chia:

Trang 23
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
1 2
0,5( ) 0,5(50 200) 125( )a d d mm= + = + =
Đường kính đỉnh răng:
1 1
2 2
2 50 2.2 54( )
2 200 2.2 204( )
a
a
d d m mm
d d m mm
= + = + =


= + = + =

Đường kính chân răng:
1 1
2 2
2,5. 50 2,5.2 45( )
2,5. 200 2,5.2 195( )
f
f
d d m mm
d d m mm
= − = − =




= − = − =


Đường kính vòng chia:
0
1 1
0
2 2
os 50 os20 46,98( )
os 200 os20 187,94( )
b
b
d d c c mm
d d c c mm
α
α

= = =


= = =


Góc prôfin gốc: α = 20
0
.
3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
( )
( )

( )
( )
1
1
t
h
P 5,83 KW
T 136311,6 N.mm
n 408,45 v / ph
3,92
L 7500 h
i i
=

=


=


= =


=

Bảng kết quả tính toán:
Thông số Kí hiệu Công thức tính
Mô đun pháp m m = 2
Số răng bánh răng z
1

25z =
(răng)
Trang 24
Đồ án chi tiết máy Bộ môn Kĩ Thuật Cơ Khí
2
98z
=
(răng)
Góc nghiêng răng
β
10,26
o
β
=
Khoảng cách trục chia a
( ) ( ) ( )
2 1
0,5 0,5. 50 200 125a d d mm= + = + =
Khoảng cách trục
w
a
( )
w
125a mm=
(tính ở trên)
Chiều rộng vành răng
w
b
( )
w

50b mm=
Đường kính chia d
1
50d mm
=
2
200d mm
=
Đường vòng kính lăn
w
d
( )
w1
50d mm=
( )
w 2
200d mm=
Đường kính đỉnh răng
a
d
( )
1
54
a
d mm=
( )
2
204
a
d mm=

Đường kính chân răng
f
d
( )
1
45
f
d mm
=
( )
2
195
f
d mm=
Đường kính vòng chia
b
d
( )
1
46,98
b
d mm=
Trang 25