Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung không thể thiếu đối với chương trình
đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến thức cơ sở về kết cấu máy và
các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.
Trong quá trình học tập môn học Thiết kế sản phẩm với CAD, chúng em đã được làm quen
với các kiến thức cơ bản về cách thiết kế và vẽ các kết cấu máy, các tính năng cơ bản của
các chi tiết máy thường gặp. Đồ án môn học Thiết kế sản phẩm với Cad là kết quả đánh
giá thực chất nhất quá trình học tập môn học chi tiết máy, sức bền vật liệu, dung sai và lắp
ghép…
Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu đối với các máy cơ khí, nó có nhiệm vụ biến đổi
một vận tốc đầu vào thành một hay nhiều vận tốc ra tùy vào công dụng của máy. Khi nhận
đồ án thiết kế hệ dẫn động băng tải chúng em đã tìm hiểu và cố gắng hoàn thành nó một
cách tốt nhất có thể.
Trong quá trình làm đồ án còn mắc rất nhiều thiếu sót, chúng em mong các thầy, các cô
tận tình chỉ bảo để chúng em rút ra kinh nghiệm làm phong phú thêm kiến thức của bản
thân.
Chúng em xin chân thành cám ơn!
Thái nguyên, ngày

tháng

năm 2014

Sinh viên:nguyễn văn khánh
long trung nghĩa
nguyễn văn nam

Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
1

Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
..................................................................................................................................................
..................................................................................................................................................
..................................................................................................................................................
..................................................................................................................................................
..................................................................................................................................................
..................................................................................................................................................
..................................................................................................................................................
..................................................................................................................................................
..................................................................................................................................................
..................................................................................................................................................
..................................................................................................................................................
.................................................................................................................................................
.............................................................................................................................................
.............................................................................................................................................
.............................................................................................................................................
.............................................................................................................................................
.............................................................................................................................................
.............................................................................................................................................
.............................................................................................................................................
.............................................................................................................................................
.............................................................................................................................................
.............................................................................................................................................
.............................................................................................................................................

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] – Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1, NXB Giáo
dục.
[2] – Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 2, NXB Giáo
dục.
[3] – Bài giảng Chi tiết máy, Trường Đại học Kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên.
[4] – Bài giảng Nguyên lý máy, Trường Đại học Kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên.

Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
2


Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

PHẦN I:
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
I. Chọn động cơ điện.
1.. Chọn kiểu loại động cơ điện:
Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay rất đơn giản, song chúng ta
cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc của chúng ta, phù hợp với
điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế…Dưới đây là một vài loại động cơ đang có mặt trên
thị trường:
+ Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của mômen
và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng…
nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành rất đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư
để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang
máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm…
+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại là một pha và ba pha.
Động cơ một pha: có công suất nhỏ, do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia đình.
Động cơ ba pha: được sử dụng rộng dãi trong công nghiệp: động cơ ba pha đồng bộ và
động cơ ba pha không đồng bộ.

So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm là hiệu suất
và cosφ lớn, hệ số quá tải lớn nhưng lại có nhược điểm là thiết bị tương đối phức tạp, giá
thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ. Do đó chúng được dùng cho các
trường hợp cần công suất lớn (100kW), khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận
tốc góc.
Động cơ ba pha không đồng bộ gồm 2 kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc.
Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một
phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy thấp nhưng cosφ thấp, giá thành đắt, vận
hành phức tạp, do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp
của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt.
Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm là kết cấu đơn giản, giá
thành hạ, dễ bảo quản, có thể trực tiếp đưa vào lưới điện 3 pha mà không cần biến đổi dòng
điện, song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng bộ, không điều
chỉnh được vận tốc.
Từ những ưu,nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta chọn:
Động cơ ba pha không đồng bộ roto lồng sóc.
2. Chọn công suất động cơ:
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt
độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo điều kiện đó cần
thỏa mãn yêu cầu sau:
Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
3


Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

dc
Pdm
≥ Pdtdc (kW )

Trong đó:
dc
Pdm
- công suất định mức của động cơ;

Pdtdc - công suất đẳng thị trên trục động cơ, được xác định như sau:
+ Trường hợp tải không đổi:
dc
dt

P

≥ P ;P
dc
lv

dc
lv

Plvct
=
η∑

ct
P
lv
Với:
- Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.

Plvct =

Ft .v 2267 *1.32
=
= 3(kW )
103
1000

Plvdc - công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ:
Plvdc

Plvct
=
(kW )
η∑

η∑

là hiệu suất chung của toàn hệ thống.
Với sơ đồ đã cho gồm các bộ truyền mắc nối tiếp thì:

η∑ = η1.η2 .η3 ...

η1 ,η2 ,η3 ... là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ lăn trong hệ truyền dẫn. Tra theo
bảng 1.1[Trang 4 – Hướng dẫn đồ án TKSPV Cad] ta có được:
ηk = 1
Khớp nối:
Bộ truyền bánh răng trụ:

ηbr = 0,98

ηo = 0,995
Một cặp ổ lăn:
=> η ∑ = 1.0,982.0,9954 = 0,941

Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:
3
Plvdc =
= 3.188(kW )
0,941
3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ( ndb )
+) Số vòng quay của trục công tác:
- Với hệ dẫn động băng tải:
Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
4


Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

60 .103 v
nct =
πD

Trong đó: D – đường kính tang dẫn của băng tải (mm);
v – vận tốc vòng của băng tải (m/s);
60.103 v 60.103.1,32
⇒ nct =
=
= 56.05(v / ph)
πD
3,14.450

+) Số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ n db=1000 v/ph (kể đến sự trượt ndb=
970 v/ph). Khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb được xác định:

usb =

ndb
950
=
= 16.95
nct 56.05

So sánh giá trị của usb với các giá trị nên dùng và giá trị giới hạn của hệ thống (bảng 1.2 Trang 6 – Hướng dẫn đồ án TKSPV Cad] ta thấy:

usb = 16.95 ∈ (8 ÷ 40)

Vậy usb nằm trong khoảng u nên dùng => ndb=1000 v/ph.
+) Tính số đôi cặp từ:

ndb =

60 f
60 f 60.50
⇒ p=
=
=3
p
ndb
1000

4. Chọn động cơ thực tế:
Căn cứ vào công suất đẳng trị đã tính, ta tiến hành tra bảng P1.2 [Trang 235 – Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1].
Từ bảng ta chọn được loại động cơ DK52-6
Loại động
cơ
DK52 - 6

Vận tốc quay
(v/ph)
950

Công suất
(kW)
4.5

Cos φ

Tk/Tdn

0,8

1,5

Tmax/Tdn Khối lượng
(kg)
1.8
104

5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ.

a, Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống. Vì
vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo:
dc
dc
Pmm
≥ Pbd

(1.12)

dc
P
mm
Trong đó:
- công suất mở máy của động cơ (kW)

Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
5


Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
dc
Pmm
=

Tk dc
.Pdm = 1,5.4.5 = 6.75(kW )
Tdn

dc
Pbd
- công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW).

Pbddc = Kbd Plvdc = 1, 4.3,188 = 4.46 < 6.75( kW )
Điều kiện (1.12) được đảm bảo. Vậy ta chọn động cơ như bảng trong phần 1.4
b, Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ:
Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ vì
trong suốt quá trình làm việc tải trọng không thể lớn hơn công suất cho phép.
II. Phân phối tỉ số truyền:
Tỉ số truyền (TST) chung của toàn hệ thống u∑ xác định theo:

u∑ =

ndc
950
=
= 16.95
nct 56.05

Trong đó: ndc - số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph);
nct - số vòng quay của trục công tác nct= 56.05 (v/ph).
Mà: u∑ = uh
uh: tỉ số truyền trong hộp giảm tốc.
uh=u1.u2
u1: tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh.
u2: tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm.
1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc.
- Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với động cơ bằng khớp thì ung=1.
2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

uh=u1.u2=16.95
Với HGT hai cấp bánh răng trụ dạng khai triển dựa vào bản.Dựa nào bảng 3.1 (TT-TKHTDĐCK tập1) ta có với uh =16.95. Ta chọn u1 =5.66 và u2 =3.18
III. Tính toán các thông số trên các trục
Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số "đc" ký hiệu trục động cơ; các chỉ số "I",
"II", "III". chỉ trục số I, II và III.
1. Tính công suất trên các trục
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức:

Pdc =

Plvdc

Plvct
3
=
=
= 3.188(kW )
η∑ 0,941

- Công suất danh nghĩa trên các trục I, II và III xác định theo các công thức sau:

PI = Pdc .ηo = 3,188.0,995 = 3.172( kW )
Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
6


Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

PII = PI ×ηbr ×ηo = 3,172.0,98.0,995 = 3.093( kW )

PIII = PII ×ηbr ×ηo = .0,98.0,99 = 3,016(kW )
2. Tính số vòng quay của các trục
- Tốc độ quay của trục I: nI = ndc = 950 (v/ph)
n
950
nII = I =
= 167.845(v / ph)
u
5,
66
1
- Tốc độ quay của trục II:
nIII =

- Tốc độ quay của trục III:

nII 167.845
=
= 52.781(v / ph)
u2
3.18

3. Tính mô men xoắn trên các trục
Mô men xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức sau:
9,55.10 6 P k
Tk =
nk
9,55.106.Pdc 9,55.106.3,188
T=
=

= 32047.789( N .mm)
n
950
dc
- Trục động cơ:

- Trục I:

9,55.106.PI 9,55.106.3,172
TI =
=
= 31886.947( N .mm)
nI
950

- Trục II:

9,55.106.PII 9,55.106.3, 093
TII =
=
= 175984.688( N .mm)
nII
167.845
TIII =

- Trục III:
4. Lập bảng kết quả

9,55.106.PIII 9,55.106.3, 016
=

= 545703.947( N .mm)
nIII
52.781

Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau, do vậy ta cần
lập bảng kết quả tính toán:
Trục

Đ/cơ

I

II

Công tác

Công suất (kw)

3,188

3,172

3.093

3.016

Tỷ số truyền (-)

1

Sốvòngquay(v/ph)
Mô men (N.mm)

950
32047.789

5,66
950

3.18
167.845

31886.947 175984.688

1
52.781
545703.947

Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
7


Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
8


Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

PHẦN II:
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I. Chọn vật liệu
Hộp giảm tốc làm việc chịu tải trung bình nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn
HB ≤ 350 ,bánh răng được thường hóa và tôi cải thiện.Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt
răng chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thời bộ truyềncó khả năng chạy mòn.
II. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh
Với bộ truyền bánh răng cấp chậm dựa vào bảng 6.1 sách TT-TK-HDĐCK.ta chọn đươc
vật liệu như sau:
1.Chọn vật liệu bánh răng
Bánh
răng
Nhỏ
Lớn

Nhăn hiệu
thép
45
45

Nhiệt luyện
Tôi cải
thiện
Tôi cải
thiện

Độ rắn

Giới hạn

Giới hạn

Bền σ b
(MPa)

Chảy σ ch
(MPa)

241 HB

850

580

210 HB

640

350

.2. Xác định ứng suất sơ bộ
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép
σ H0 lim
.K HL .Z R .ZV . K XH
[σH ] =
SH
Trong đó:
0
σ H lim : Giới hạn mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng số chu kỳ cơ sở.
Tra

0
6.2 [ I ] ⇒ σ Hlim
= 2 HB + 70

0
σ Hlim
= 2.241 + 70 = 552 ( Mpa )
1
0
σ Hlim 2 = 2.210 + 70 = 490 ( Mpa )

S H : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: S H =1,1
Z R : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng.
ZV : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K xH : Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước răng.
Do thiết kế sơ bộ nên: Z R .ZV .K xH = 1

Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
9


Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
K HL = m

H

N HO
N HE

K HL : Hệ số tuổi thọ
Trong đó:
mH : Bậc đường công mỏi tiếp xúc mH = 6
N HO : Số chu kỳ chịu tải khi tính về độ bền tiếp xúc.
2.4
N HO = 30.H HB
N HO1 = 30.2412,4 = 15,63.106
N HO 2 = 30.2102,4 = 11.23.106

N HE : Số chu kỳ chịu tải của răng đang xét N HE = 60.c.n.tΣ
Trong đó:
c : Số lần ăn khớp của răng khi bánh quay 1 vòng: c=1
n : Số vòng quay trong 1 phút : n1 = 950(v / ph);
tΣ : Tổng số giờ làm việc của bánh răng:
tΣ = 11.0,75.365.16= 48180(h)
N HE1 = 60.1.950.48180 = 2,746.109
N HE 2 = 60.1.167.845.48180 = 0,485.109
Do N HE1 > N HO1 ; N HE 2 > N HO 2 ⇒ K HL = 1
σ H0 lim1 552
=
= 501,82 ( Mpa )
[ σ H1 ] =
S
1,1
H
Vậy:
⇒

σ H0 lim 2 490
=

= 445.455 ( Mpa )
[σH2] =
SH
1,1

Ứng suất tiếp xúc sơ bộ cho phép là:
( [ σ ] + [ σ H 2 ] ) = 501,82 + 445, 455 = 473,638 ( Mpa )
[ σ H ] = H1
2
2
Ta có: [σ H min ]=Min([σ H 1 ];[σ H 2 ]) =445,455 (MPa)

b)

⇒ 1,25. [σ H min ] = 1,25.445,455=556,819 (MPa) > [ σ H ]
⇒ σ H = 443, 020( MPa)
Ứng suất uốn cho phép
σ F0 lim
.K FL .YR .YS .K FC .K xF
[σF ] =
SF
Trong đó:

Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
 10 


Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

σ F0 lim : Giới hạn mỏi uốn của răng ứng với số chu kỳ cơ sở.

0
6.2
I
⇒
σ
= 1,8.HB
[
]
F
lim
Tra

σ F0 lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.241 = 433,80 ( Mpa )
σ F0 lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.210 = 378 ( Mpa )
S F : Hệ số an toàn. Tra 6.2 [ I ] ⇒ S F = 1,75

YR : Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng.
Ys : Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
K xF : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Do tính sơ bộ nên: YR .YS .K XF = 1

[σ ]
F

σ F0 lim
=
.K FL .K FC
SF

Do đó cong thức trên trở thành:

K FC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.Bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng đặt 1 phía
nên K FC =1
K FL = m

F

N FO
N FE

K FL : Hệ số tuổi thọ
Trong đó:
mF : Bậc đường cong mỏi uốn mF = 6
N FE : Số chu kỳ chịu tải

N FE1 = N HE1 = 2,746.109
N FE 2 = N HE 2 = 0, 485.109
N FO : Số chu kỳ cơ sở về uốn. Đối với thép N FO1 = N FO 2 = 4.106

Do N FE1 > N FO1; N FE 2 > N FO 2 ⇒ K FL = 1
σ F0 lim1 433,80
=
= 247,89 ( Mpa )
[ σ F1 ] =
S
1,75
F
Vậy:

c)

σ F0 lim 2 378
=
= 216 ( Mpa )
[σ F2] =
SF
1,75
Ứng suất quá tải cho phép
Chọn σ ch theo bảng 6.1 sách TT-TK HDĐCK
ứng suất tiếp xúc khi quá tai:

[σ ]
H

Max

= 2,8.σ ch

Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
 11 


Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD
⇒
⇒

[σ ]
[σ ]

1

[σ ]

2

H

Max
2

H

Max

= 2,8.σ ch = 2,8.580 = 1624 ( Mpa )
= 2,8.σ ch = 2,8.350 = 980 ( Mpa )

σ
= 0,8.σ ch
ứng suất uốn khi quá tải: [ F ] Max
1
σ
= 0,8.σ ch = 0,8.580 = 464 ( Mpa )
[
]
F
⇒
Max

= 0,8.σ ch = 0,8.350 = 280 ( Mpa )
⇒

Max
3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
T1 .K H β
aW1 = K a .( u1 + 1) . 3
2
u1.ψ ba .( [ σ H ] )
F

a.

Trong đó:
K a : Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng
6.5[ I ] ⇒ K a = 43 ( MPa1/3 )

u1 : Tỉ số truyền từ trục I sang trục II: u1 = 5,66

T1 =31866,947
ψ ba : Hệ số chiều rộng vành răng. Tra 6.6 [ I ] ⇒ ψ ba = 0,3
Hệ số
KHβ :

ψ bd = 0,53ψ ba ( u1 + 1) = 0,53.0,3.( 5,66 + 1) = 1,05

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
6.7[ I ] ⇒ K H β = 1,2
Tra
(sơ đồ 3)
Thay số vào biểu thức trên ta có :
T 1 .K H β

31886,947.1,2
aW1 = K a .( u1 + 1) . 3
2 = 43.(5,66 + 1). 3
2
5,66.0,3.( 473,638 )
u1.ψ ba . ( [ σ H ] )
=133,126
Chọn aW1 = 150( mm)
b.

Xác định các thông số ăn khớp
Môđun: mn = ( 0,01 ÷ 0,02 ) .aW1 = ( 0,01 ÷ 0,02 ) .150 = 1,50 ÷ 3,0

Tra 6.8[ I ] ⇒ mn = 2,0
Số răng bánh răng nhỏ là:
Với hộp giảm tốc bánh răng trụ dạng khai triển,ta chọn 0o
2.aW1
2.150
Z1 =
=
= 22.52
mn .( u1 + 1) 2,0.( 5,66 + 1)
Chọn Z1 = 22 (Răng)
Số răng bánh răng lớn là:
Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
 12 


Thuyết minh đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

Z 2 = u1.Z1 = 5,66.22 = 124,52

Chọn Z 2 = 124 ( Răng)

Tỉ số truyền thực là
Z 2 124
=
= 5,63
Z1 22
(z +z )
( 22 + 124 ) = 0,9733333
cos β = m. 1 2 = 2,0.
2 aw
2.150
0
Suy ra góc : β = 13 15'41''
uth1 =

Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ:
Thông số

Ký
hiệu

Khoảng cách trục chia

a

a=

d

d1 = mn .

dw

d w1 =

Đường kính chia

Đường kính lăn

Công thức tính
0,5.mn .( Z 2 + Z1 ) 0,5.2,0.(124 + 22)
=
= 149,999
cosβ
cos(13o15'41'')
(mm)

Z1
22
= 2,0.
= 45, 205
cos(β )
cos(13o15'41'')
(mm)
Z2
124
d 2 = mn .

= 2,0.
= 254,794
cos(β )
cos(13015'41'')
(mm)
2.aw1
2.150
=
= 45, 249
(u1 + 1) (5,63 + 1)
(mm)

d w 2 = d w1.u1 = 45, 249.5, 63 = 254, 751(mm)

Đường kính đỉnh răng

da

Đường kính đáy răng

df

Đường kính cơ sở

Góc proofin răng

d a1 = d1 + 2.m = 45,205 + 2.2,0 = 49, 205 (mm)
d a 2 = d 2 + 2.m = 254,794 + 2.2,0 = 258,794 (mm)
d f 1 = d1 − 2,5.m = 45, 205 − 2,5.2,0 = 40,205

d f 2 = d 2 − 2,5.m = 254,794 − 2,5.2,0 = 249,794

(mm)
(mm)

db

db1 = d1.cos(α )=45,205.cos(20 )=42,479 (mm)
db 2 = d 2 .cos(α )=254,794.cos(20o )=239,428 (mm)

αt

 tgα
α t = arctg 
 cosβ

o


tg 20o


o
÷ = arctg  cos13015'41'' ÷ = 20 30'10''




Trường ĐHKT Công Nghiệp – Thái Nguyên
 13 

Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD

Gúc n khp

tw

Chiu rng vnh rng

bw

H s trựng khp ngang

a.cos t
149,999.cos 20o
tw = arccos
=
arccos
= 20o
ữ

ữ
150


aw1

H s trựng khp dc

bw2 = ba .aw1 = 0,3.150 = 45 (mm)
bw1 = bw2 + 4%bw2 = 45 + 0,04.45 = 46,8 (mm)

1
1
= 1,88 3,2 + ữ cos
Z1 Z 2

1

1
0
= 1,88 3,2 +
ữ cos13 15'41'' = 1,663
22 124

bw2 .sin 45.sin13015'41''
=
=
= 1,643
m.
2,0.

4. 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 :
H = Z M .Z H .Z .

2.T1.K H .(u1 + 1)
[ H ]
bw1.u1.d w21

ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng 6.5 đợc
Z M = 274( MPa1/3 )

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
2.cos b
2.cos13o15' 41''
ZH =
=
= 1, 740
sin 2 tw
sin(2.20o )
Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với:
4
4 1,663
Z =
=
= 0,883
3
3
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

= 1, 643

; ta có :

K H = K H .K H .K H

KH

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng ,
tra bảng 6.7 ta có

K H

K H = 1, 2

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
v=

.d w1.n1 .45, 249.950
=
= 2, 251(m / s )
60000
60000
<5 m/s. Tra

khớp, Với vận tốc vòng của bánh răng
bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với v < 5 (m/s) cấp chính xác của
bánh răng là 9. Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của các đôi
răng đồng thời ăn khớp ta đợc KH = 1,13.
Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn
14

Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD
KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
b d
K HV = 1 + H W w1
2T1K H K H
g0 v

aW
u1

với H = H
Trong đó:
H là hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp tra bảng 6.15 : H =0,002
g0 là hệ số kể đến sự ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và bánh 2 tra bảng 6.16
với cấp chính xác 9 ta có g0 =73
=>


H = 0, 002.73.2, 251.

K Hv = 1+

150
= 1, 696
5, 63

1, 688.46,80.45, 249
= 1, 042
2.31886,947.1, 2.1,13

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

K H = K H .K H .K Hv = 1, 2.1,13.1, 042 = 1, 413

.

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
H = Z M .Z H .Z .

2.T1.K H .(u1 + 1)
bw .u1.d w21

= 274.1, 740.0,883.

2.31886,947.1, 413.(5, 63 + 1)
46,8.5, 63.45, 249 2

H = 443, 020( MPa )
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :


[H]cx = [ H ] .Zv.ZR.KxH

Trong đó : [ H ] = 473,638 (MPa)
Với : v = 2,251 (m/s) < 5 (m/s)
lấy Zv = 1
đờng kính vòng đỉnh da < 700 (mm) lấy KxH = 1
ZR - hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc lấy ZR = 0,95 (tơng ứng với

Ra 1, 25.....0, 63 àm )
[H]ICX = 473,638.1.1.0,95 =449,956 (MPa)
Ta cú:
[ ] H
449,956 443, 020
H = H cx
.100% =
.100% = 1,54% < 4%
[ cx ]
449,956
Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn
15


Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD
Vy tha món iu kin ca ng sut tip xỳc :
2

bw 2

2
H
443, 020
= ba .aw1.
= 0,3.150.
= 39,370( mm)
473,
638
[ H ]

5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đ ợc vợt quá
một giá trị cho phép
F 1 = 2.T1 K F Y Y YF 1 /(bw d w1m) [ F 1 ]
F 2 = F 1YF 2 / YF 1 [ F 2 ]

T1: Mômen xoắn trên bánh chủ động,Nmm
m : môdun pháp,mm
bw : chiều rộng vành răng, mm
dw1 : đờng kính vòng lăn bánh chủ động, mm
Y

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với



;

Y =

Y = 1

Y

1
1

=
= 0, 601
1, 663

o
13o15' 41''
= 1
= 0,905
140
140

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng ;
YF 1 và YF 2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2,phụ thuộc vào số răng tơng đ-

ơng .Số răng tơng đơng :

zv1 =

z1
22
=
= 23,858
3
3
cos cos 13015'41''

zv 2 =

z2
124

=
= 134, 473
3
3
cos cos 13015'41''

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x= 0.

Tra bảng Trị số của hệ số dạng răng ta đợc : YF 1 = 4, 00 ; YF 2 = 3,60
KF : là hệ số tảI trọng khi tính về uốn :

K F = K F .K F .K FV

Với K F là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về uốn ,tra bảng 6.7 =>
K F

K F = 1, 41

(s 3)

là hệ số kể đến s phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi

tính về uốn ,tra bảng 6.14 ta có K F = 1,37
K FV

là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
F .bw .d w1
K FV = 1 +
2.T1.K F .K F

Với

F = F .go .v aw / u

Tra bảng 6.15 và 6.16 ta có F = 0, 006 và g o = 73


F = 0, 006.73.2, 251.

150
= 5, 089
5, 63

Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn
16


Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD



K FV = 1 +

5, 089.46,8.45, 249
= 1, 087
2.31886, 947.1, 41.1, 37

K = K F .K F .K FV = 1, 41.1,37.1, 087 = 2, 099
Hệ số tải trọng khi tính về uốn : F

.
ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
F1 =

2.T1.K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1.m

=

2.31886,947.2,099.0,601.0,905.4,00
= 68, 763( MPa )
46,8.45, 249.2, 0

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
F2 =

F 1.YF 2 68, 763.3, 60
=
= 61,887( MPa)
YF 1
4, 00

*) Tính chính xác ứng suất uốn cho phép [ F ] cx
[ F 1 ]cx = [ F 1 ] sb .YR .Ys .K xF

[ F 2 ]cx = [ F 2 ] sb .YR .Ys .K xF

YR là hệ số xét đến sự ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng .chọn YR =1
YS là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng xuất

YS = 1, 08 0, 0695ln(mn ) = 1, 08 0, 0695ln ( 2, 0 ) = 1, 032
KXF hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn,với da<400(mm)
Ta có KXF =1
Vậy

[ F 1 ]cx = [ F 1 ] sb .YR .Ys .K xF = 247,89.1.1, 032.1 = 255,915( MPa)

[ F 2 ]cx = [ F 2 ] sb .YR .Ys .K xF = 216.1.1, 032.1 = 222,912( MPa )

Ta thấy [ F 1 ] > F 1

[ F 2 ] > F 2

Vậy bộ truyền thoả mãn độ bền uốn
6. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải :
K qt =



Tmax
T

với Tmax là mômen xoắn quá tải ở đây là mômen mở máy
T là mômen xoắn danh nghĩa

K qt = K bd = 1, 4

- ể tránh biến dạng d hoặc gẵy dòn lớp bề mặt ,ứng xuất tiếp xúc cực đại H max không
đợc vợt quá một giá trị cho phép:

ứng suất tiếp xúc cực đại :
H max = H . K qt = 443, 020. 1, 4 = 524,188( MPa)

ứng suất tiếp xúc lớn nhất cho phép :
[ H ]max = 2,8. ch = 2,8.350 = 980( MPa)

Ta thấy H max < [ H ] max
=> đã thoả mãn điều kiện tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn
17


Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD
- để phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng ,ứng suất uốn cực đại F max
tại măt lợn chân răng không vợt quá một giá trị cho phép
ứng suất uốn cực đại :
F 1max = F 1.K qt = 68, 763.1, 4 = 96.268( MPa) < [ F 1 ]max = 0,8. ch = 0,8.350 = 280( MPa)

F 2max = F 2 .K qt = 61,887.1, 4 = 86, 641( MPa) < [ F 2 ]max = 0,8. ch = 0,8.350 = 280( MPa)



đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng.

Bảng thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp nhanh (b.5)
Thông số
Khoảng cách trục
Môđun
Góc nghiêng của răng
Tỷ số truyền

Số răng
Đờng kính vòng đỉnh
Đờng kính vòng lăn
Đờng kính vòng chia
Đờng kính vòng cơ sở
Đờng kính vòng chân
Chiều rộng vành răng

Kí hiệu
aw1
mn


um
Z1
Z2
da1
da2
dw1
dw2
d1
d2
db1
db2
df1
df2
bw2
bW1

Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn

18

Giá trị
150 mm
2 mm
13o15o41oo
5,63
22
124
49,205 mm
258,794 mm
45,249 mm
254,751 mm
45,205 mm
254,790 mm
42,479 mm
239,428 mm
40,205 mm
249,794 mm
45,00 mm
46,80 mm


Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD
III . Thit k b truyn bỏnh rng tr cp chm.
Với bánh răng cấp chậm ta chọn răng là răng thẳng
1 - Chọn vật liệu bánh răng
Gii hn

Bỏnh

rng

Nhón hiu
thộp

Nhit luyn

Nh

45

Tụi ci thin

Ln

45

Tụi ci thin

Gii hn

(MPa)

chy ch
(Mpa)

245 HB

850

580

235 HB

750

450

rn

bn b

2 - Xác định ứng suất sơ bộ
a) ứng suất tiếp xúc cho phép
H0 lim
[ H ] =
.Z R .Z V .K xH .K HL
S
H
theo công thức:
Z R : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z v : hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng

K xH : hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng
Trong bớc tính thiết kế sơ bộ lấy : Z R . Z v . K xH =1
Suy ra :

[ H ] sb =

H0 lim

.K HL
SH

Tra bảng Trị số của H lim và F lim ứng với số chu kì cơ sở ta chọn :

ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0

0

H0 lim =2.HB+70


hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc:
SH



=1,1

KHL là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền ,đợc xác định theo công thức :

K HL = mH

N HO
N HE

Vơi mH là bậc của đờng cong mỏi khi thủ về tiếp xúc và uốn mH =6 với độ rắn mặt răng
HB 350

2, 4
N
=
30
.
H
HO
HB
NHO là số chu kỳ ứng suất thay đổi khi thử về tiếp xúc
,(HHB là độ cứng

Brinen)

Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn
19


Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD
NHE là Số chu kì thay đổi ứng suất tiếp xúc tơng đơng, với bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

N HE = N FE = 60.c.n.t

Trong đó :
n




: số vòng quay
t : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

3
2
t = 11. .365. .24 = 48180( h)
4
3

c : số lần ăn khớp trong một vòng quay. c=1
Với bánh 3
0
Với HB=245 => H lim3 =2.HB+70=2.245 +70=560(Mpa)
2,4
N HO 3 = 30.H HB
= 30.2452,4 = 1, 626.107



N HE 3 = 60.c.n.t = 60.1.167,845.48180 = 4,85.108

Ta thấy NHE3>NHO3 nên ta lấy NHE3=NHO3=1,626.107

K HL3 = 6
=>

N HO3
=1
N HE 3

H0 lim3
560
[ H 3 ]sb =

.K HL 3 =
.1 = 509, 091( Mpa)
S
1,1
H
=>

Với bánh 4

0

H
Với HB4=235=> lim 4 =2.235 + 70 =540 (Mpa)

2,4
N HO 4 = 30.H HB
= 30.2352,4 = 1, 47.107

N HE 4 = 60.c.n.t = 60.1.52, 781.48180 = 1,526.108

Ta thấy NHF4 > NHO4 nên ta lấy NHF4 = NHO4=1,47.107

K HL 4 = 6
=>

N HO 4
=1
N HE 4

H0 lim 4

540
[ H 4 ]sb =
.K HL 2 =
.1 = 490,91( Mpa)
S
1,1
H
=>
Vậy ứng xuất tiếp xúc sơ bộ cho phép của cấp chậm là :


II
{[ H 3 ] sb ; [ H 4 ] sb } [ H 4 ]sb 490,91( MPa)
[ H ]sb
=min
=
=

b) ứng suất uốn cho phép

F0 lim
[ F ] =
.YR .Ys .K xF .K FC .K FL
SF
Từ công thức :

Trong đó :

Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn
20

Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD



YR : hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng
YS



K xF



: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

: hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn

Trong bớc tính thiết kế sơ bộ lấy : YR . Ys . K xF =1
Do đó công thức trên trở thành :


K FC

[ F ] =

F0 lim
.K FC .K FL
SF

hệ số xét đến ảnh hởng đạt tải.Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía

nên K FC =1.
0
0
Tra bảng Trị số của H lim và F lim ứng với số chu kì cơ sở ta chọn :





ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
: F lim =1,8.HB
hệ số an toàn khi tính về uốn
: S F =1,75
KFL là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền ,đợc xác định theo công thức :
0

K FL = mF

N FO
N FE

Vơi mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mF =6 với độ rắn mặt răng
HB 350
NFO Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ,
6

NFO = 4.10 Với tất cả các loại thép

NFE là Số chu kì thay đổi ứng suất tiếp xúc tơng đơng, với bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

N HE = N FE = 60.c.n.t
Trong đó :




n

: số vòng quay
t : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
2
t = 11.0, 75.365. .24 = 48180( h)
3

c : số lần ăn khớp trong một vòng quay. c=1
Với bánh 3


0
Với HB=245 => F lim3 =1,8.HB=1,8.245 = 441 (Mpa)
N FO 3 = 4.10 6
với tất cả các loại thép

N FE 3 = 60.c.n.t = 60.1.167,845.48180 = 4,85.108

Ta thấy NFE3>NFO3 nên ta lấy NFE3=NFO3

K FL3 = 6
=>

N FO3
=1
N FE 3
Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn
21


Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD

=>

[ F 3 ] sb

F0 lim3
441
=
.K FL3 =
.1 = 252( Mpa)
SF
1, 75

Với bánh 4
0
0
Với HB4=235 => F lim3 =1,8.HB => F lim4 =1,8.235 =423 (Mpa)

N FO 4 = 4.10 6
N FE 4 = 60.c.n.t = 60.1.52, 781.48180 = 1,526.108

Ta thấy NFE4 > NFO4 nên ta lấy NFE4 = NFO4= 4.106
=>

K FL 4 = 6

N FO 4
=1
N FE 4

[ F 4 ] sb =

F0 lim 4
423
.K FL 4 =
.1 = 241, 714( Mpa)
SF
1, 75

=>
c) ứng suất quá tải cho phép :

ứng suất tiếp xúc khi quá tải : [ H ]max = 2,8. ch


[ H 3 ]max = 2,8. ch = 2,8.580 = 1624( MPa)

[ H 4 ]max = 2,8. ch = 2,8.450 = 1260( MPa)

ứng suất uốn khi quá tải: [ F ]max = 0,8 ch


[ F 3 ]max = 0,8 ch = 0,8.580 = 464( MPa )
[ F 4 ]max = 0,8 ch = 0,8.450 = 360( MPa)

3- Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
aw 2 = K a (u2 + 1). 3

trong đó :
-

T2 .K H
[ H ]2 .u2 . ba

ba : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.với bánh răng cấp
chậm trị số ba lấy lớn hơn cấp nhanh từ 20 đến 30%, Tra bảng 6.6 và chọn theo dãy tiêu

chuẩn ta chọn ba = 0,4

- K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng Trị số của
các hệ số K a ... ta chọn K a = 43.
K

- H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc.
Với hệ số

bd = 0,5. ba .(u+1)= 0,5.0,4.(3,18+1)=0,836

Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn
22


Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD
Tra bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
... ta chọn

K H

K H

=1,12(sơ đồ 5).
175984, 688.1,12
= 158,885( mm)
473, 6382.3,18.0, 4

aw 2 = 43.(3,18 + 1). 3

=> chn aw 2 = 170 (mm).
b)Xác định các thông số ăn khớp :
- Môđun mn= (0,01 ữ 0,02). aw2 = (0,01 ữ 0,02).170= 1,70 ữ 3,40 => tra bảng Trị số tiêu
chuẩn của môđun ta chọn môđun m2= 2,5
- Số răng bánh nhỏ
z3 =

-

2.aw 2

2.170
=
= 32,536
m(u2 + 1) 2,5.(3,18 + 1)
=> lấy z3 =32 (rng)

Số răng bánh lớn

z4 = u2 .z3 = 3,18.32 = 101, 76

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
z 100
u2 = 4 =
= 3,125
z3 32

=> lấy z4 =100 (rng)

+ z4 )
( 32 + 100 ) = 0,97
= 2,5.
2 aw 2
2.170
0
Suy ra gúc : = 13 55'50''
0
Góc prôfin gốc
: = 20 (theo TCVN 1065-71).
Đờng kính vòng chia :
cos = m.

(z

3

d3 = m.z3 = 2,5.32 = 80( mm)

+ Bánh 3 :
-

-

+ Bánh 4 : d 4 = m.z4 = 2,5.100 = 250(mm)
Đờng kính đỉnh răng :
+ Bánh 3 : d a 3 = d 3 + 2.m = 80 + 2.2,5 = 85( mm)
+ Bánh 4 : d a 4 = d 4 + 2.m = 250 + 2.2,5 = 255( mm)
Đờng kính chân răng :
+ Bánh 3 :

d f 3 = d3 2,5.m = 80 2,5.2,5 = 73, 75(mm)

d f 4 = d 4 2,5.m = 250 2,5.2,5 = 243, 75( mm)

-

+ Bánh 4 :
Đờng kính lăn

: vì bánh răng không dịch chỉnh nên dw=d
b = ba .aw 2 = 0, 4.170 = 68, 00( mm)

Chiều rộng vành răng : w 4
Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn
23


Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD
-

bw3 = bw 4 + 0, 04.bw 4 = 68 + 0, 04.68 = 70, 72
mm
4 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:
2
H = Z M .Z H .Z . 2T2 .K H .(u2 + 1) / (bw u2 d w1
) [H ]

ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng 6.5 đợc
Z M =274(MP a ) .
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
ZH =

2.cos b
2.cos13o55'50 ''
=
= 1, 738
sin 2 tw
sin(2.20o )

Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Với hệ số trùng khớp ngang:

1 1

1
1
o
= 1,88 3, 2 + ữ cos = 1,88 3, 2 +
ữ .cos13 55'50'' = 1, 619
32 100


z3 z4
4
4 1, 619
Z =
=
= 0,891
=0
3
3
(Vỡ :
)
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K H = K H .K H .K H

K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng ,
tra bảng 6.7 với sơ đồ 5 ta có

K H

K H = 1,12

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

khớp và đối với răng thẳng K H = 1
K HV

: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K HV = 1 +

Với

H .bw .d w3
2.T2 .K H .K H

H = H .g o .v aw / u

Với Vận tốc vòng của bánh răng :
cấp chính xác là cấp 9

v=

.d w3 .n2 .80.167,845
=
= 0, 703(m / s )
6000
60000
< 2 vậy chọn

Tra bảng 6.15 và 6.16 ta có H = 0, 006 và g 0 = 73
170
H = 0, 006.73.0, 703.
= 2, 271
3,125

Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn
24


Thuyt minh ỏn mụn hc thit k sn phm vi CAD




K HV = 1 +

2, 271.80.68
= 1, 034
2.175984, 688.1, 02.1

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K = K H .K H .K HV = 1, 02.1.1, 034 1, 055

: H
.
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
H = Z M .Z H .Z .

2.T2 .K H .(u2 + 1)
2.175984, 688 .1, 055.(3,125 + 1)
= 274.1, 738.0,891
= 441,553( MPa)
2
bw .u2 .d w3
70, 72.3,125.802

*) Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
[H]cxII = [ H ]sbII.Zv.ZR.KxH
Trong đó : [ H ]sbII = 490,91 (MPa)
với v = 0,703(m/s) < 5 (m/s) lấy Zv = 1
đờng kính vòng đỉnh da < 700 (mm) lấy KxH = 1
ZR là hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc lấy ZR = 0,9 (tơng ứng với Rz =
10...40 àm )
[H]IICX = 490,91.1.1.0,9 = 441,819 (MPa)
441,819 441,553
.100 = 0.06% < 4%
441,819
với khoảng chênh lệch %=

Ta có : H <[H]IICX
5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đ ợc vợt quá
một giá trị cho phép
F 3 = 2.T2 .K F Y Y YF 3 /(bw d w 3 m) [ F 3 ]
F 4 = F 3YF 4 / YF 3 [ F 4 ]

T2: Mômen xoắn trên bánh chủ động,Nmm
m : môdun,mm

bw : chiều rộng vành răng, mm
dw3 : đờng kính vòng lăn bánh chủ động, mm
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với :

Y

Y =

1
1
=
= 0, 618
1,619
.

Y =1

Y

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng ,với bánh răng thẳng :
YF 1 và YF 2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2,phụ thuộc vào số răng tơng đ-

ơng .Số răng tơng đơng :

zv 3 =

z3
32
=
= 34,998

3
3
cos cos 13055'50 ''

zv 4 =

z4
100
=
= 109,369
3
3
cos cos 13055'50 ''

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.

Tra bảng Trị số của hệ số dạng răng ta đợc : YF 3 = 3,7 ; YF 4 = 3, 6
Trng HKT Cụng Nghip Thỏi Nguyờn
25