công nghệ tự động hóa theo dây chuyền trong sản xuất thiết kế xích có bản vẽ đi kèm để lại tin nhắn nhận bản vẽ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Lời Nói Đầu
Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển rất nhanh, mang lại những lợi
ích cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật chất .Để nâng cao
đời sống nhân dân và để hòa nhập vào sự phát triển chung của các nước trong
khu vực cũng như trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu
trong những năm tới là nước ta sẽ trở thành nước công nghiệp hóa, hiện đại
hóa.
Để thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát
triển đó là ngành cơ khí vì ngành đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất
ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân .Muốn thực hiện việc
phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình
độ chuyên môn đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ
tự động hóa theo dây chuyền trong sản xuất.
Chúng Em là sinh viên Khoa Cơ Khí Công Nghệ nói riêng và những sinh
viên Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội luôn cố gắng phấn đấu trong học
tập và rèn luyện, trau dồi kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra
trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực vào trong công cuộc phát
triển đất nước
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa
có nên Đồ Án của Em còn nhiều thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của
các Thầy, Cô để Đồ Án của Em được hoàn thiện hơn.
Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy,
Cô trong khoa Cơ khí trường Đại Học Học Công Nghiệp Hà Nội và đặc biệt là
sự hướng dẫn tận tình của thầy: Nguyễn Tuấn Linh
Hà Nội, Ngày 10 Tháng 8 Năm 2012
SVTH: Trịnh văn Việt

Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

N CHI TIT MY

Phần 1: Tớnh toỏn h dn ng
Với phơng án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp
phải những u điểm và nhợc điển nh sau:
* Ưu điểm: - Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ.
- Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng nhờ các bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ.
- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra
mômen xoắn chỉ tơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với
tờng hợp không khai triển.
Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp
giảm tốc khai triển dạng bình thờng.
* Nhợc điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp giảm tốc tăng
do ở cấp khai triển làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng. Do vậy cấu
tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lợng các chi tiết và khối lợng gia công tăng lên
có thể làm tăng giá thành của động cơ lên.
I. Chọn động cơ.
A. Xác định công suất cần thiết của động cơ
Do hộp giảm tốc làm việc trong chế độ tải thay đổi theo một quy luật xác
định. Cho nên công suất lớn nhất phát sinh trên động cơ ứng với tải lớn trong
quá trình làm việc là:
Pthmax =

Ptg


(kW).

Trong đó: - Ptg là công suất làm việc trên bộ truyền tải.
- là hiệu suất truyền động của toàn bộ cơ cấu của .
Theo sơ đồ đề bài thì : = mổ lăn. kbánh răng. khớp nối.đai..
Trong đó:
- m là số cặp ổ lăn (m = 4);
- k là số cặp bánh răng (k = 2).
Tra Bảng 2.3 (Trang 19 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta đợc
các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết nh sau: ôl= 0,99; br= 0,97; k= 1; đ=
0,95.
= 0,994. 0,972. 1. 0,95= 0,8586.
Công suất làm việc trên bộ truyền tải là:
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

Ptg =

F1 .v 12500.0,22
=
= 2,75( kW ).
1000
1000

Khi đó công suất lớn nhất phát sinh trên trục động cơ trong quá trình làm việc
là:
Pthmax =

Ptg

=

2,75
= 3,2( kW )
0,8586

.
*) Vì hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi theo thời
gian. Cho nên khi tính toán chọn động cơ ta sẽ sử dụng tải cố định tơng đơng
với chế độ thay đổi của tải làm việc . Khi đó công suất yêu cầu đối với động
cơ tơng ứng với tải cố định (tải tơng đơng) sẽ đợc tín theo công thức sau:
Pyc = Ptd = Pthmax .

t1 + 0,8 2.t 2
3,3 + 0,8 2.3,8
= 3,2.
= 2,7(kW )
t ck
8

B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ:
Do cơ cấu dùng để biến đổi tỉ số chuyền giữa động cơ với xích tải gồm có bộ
truyền đai lắp với hộp giảm tốc. Cho nên theo Bảng 2.4 (Trang 21-Tập 1:Tính
toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định đợc tỉ số chuyền sơ bộ mà cơ cấu cần
phải có để đáp ứng đợc nhu cầu của bộ phận kéo tải. Ta có Uht= Uh. Un = 20.2,5
= 50.
Số vòng quay thực tế của trục bng tải là: nlv =

60000.v 60000.0,22
=
= 13(vg / ph).
D
.320

Vậy ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = nlv . Uht = 13.50 = 650vg/ph)
Ta chọn số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là 1400 (vg/ph).
Việc chọn động cơ làm việc với bộ truyền phải thỏa mãn đồng thời các điều
kiện sau:
Ptđ Pđc ;
nđc nsb
và
Tmm/T TK/Tdn.
Các thông số kỹ thuật yêu cầu đối với động cơ ta đã tính toán đợc nh sau:
Pyc = 2,7 (kW);
nsb = 650(vg/ph); Tmm/T = 1,48.
Theo Bảng phụ lục P1.1 ( Trang 234 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí) Ta chọn đợc động cơ có ký hiệu là : 4A112MB8Y3đáp ứng nhu cầu làm
việc của bộ truyền.
Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A112MB8Y3 nh sau :
Pđc = 3(kW) ;
nđc = 701(vg/ph); TK/TDN = 1,8.
II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

Ta đã biết rằng tỉ số chuyền của toàn bộ cơ cấu Ucơ cấu = Uhộp.Ungoài.
Mặt khác tỷ số truyền thực của toàn bộ cơ cấu đợc xác định nh sau:
U cocau =

ndc 701
=
= 53,9
nlv 13

Chọn Ungoài = Uđa= 2.5 Uhộp = 53,9 : 2,5 = 21,56 ;
U h = U nh .U ch

Mặt khác đây là hộp giảm tốc cấp 2 nên ta có:
Trong đó - Unh là tỉ số truyền cấp nhanh
- Uch : Tỉ số truyền cấp chậm.
Để đảm bảo rằng các cơ cấu truyền truyền động đợc làm việc trong điều
kiện bôi trơn là tốt nhất thì ta phải phân phối tỉ số chuyền giữa hai cấp
nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc theo nguyên tắc: Unh = (1,2ữ1,3).Uch.
Nên tỉ số chuyền của cấp nhanh và chậm trong hộp động cơ đợc phân phối
nh sau: Unh = 6,06; Uch = 4,66.
Kết luận: Tỉ số chuyền đợc phân phối giữa các cấp nh sau:
Uh = 21,56 ;
Unh = 6,06; Uch = 4,66; Uxích = 2,5.
III. Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục: Do Pthmax = 3,2
> Pthđc = 3 (kW).
Vậy để đảm bảo điều kiện cho các chi tiết có thời gian làm việc lâu dài theo
yêu cầu đã đề ra, ta phải sử dụng công suất phát sinh lớn nhất trong quá trình
làm việc tính toán kết cấu hộp giảm tốc. Có nh vậy mới đề phòng đợc việc hỏng
hóc khi công suất tăng đến giá trị lớn nhất.
* Ta có công suất trên các trục lần lợt đợc xác định nh sau :

PI = Pthmax.d.ol= 3,2x0,95x0,99 = 3 (kW).
PII = PI.br.ol= 3x0,97x0,99 = 2.89 (kW).
PIII = 0,5.PII.br.ol= 0,5x2,89 x0,97x0,99 = 1,39 (kW); (Vì đây là hộp
phân đôi ở cấp chậm).
PIV = 2.PIII.kol= 2x1,39x1x0,99 = 2,75 (kW);
* Số vòng quay trên các trục lần lợt nh sau:
nI =
nII =

ndc 701
=
= 280
Ud
2,5

nI
280
=
= 46,2
U 1 6,06

(vg/ph);

(vg/ph).s

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

nIII = nIV =

n II
46,2
=
= 10
U II 4,66

(vg/ph) (V× trôc III nèi víi trôc IV qua khíp ®µn håi).
Ti = 9,55.10 6 .

* Cßn gi¸ trÞ M« men ®îc x¸c ®Þnh nh sau:
T®c = 9,55. 106.
TI = 9,55. 106.
TII = 9,55. 106.
TIII = 9,55. 106.

Pdc
3
= 9,55.10 6.
= 40870
n dc
701
PI
3
= 9,55.10 6.
= 102321
nI
280

(N. mm).
(N. mm).

PIII
1,39
= 9,55.10 6.
= 1327450
n III
10

(N. mm).

PIV
2,75
= 9,55.10 6.
= 2626250
n IV
10

Động cơ

1

1
3
701
40870

(N. mm).

(N.mm).

PII
2,89
= 9,55.10 6.
= 599989
n II
46

TIV = 9,55. 106.
Trục
Thông số
Tỉ số truyền u
Công suất P, kW
Số vòng quay n, vòng/phút
Momen xoắn T, N.mm

Pi
n

(N. mm).
2

5
3
280
102321

3

4
2,89
1,39
46
10
599989 1327450

Công tác
1
2,75
10
2626250

PhÇn 2 : TÝNH TO¸N THIÕT KÕ c¸c CHI TIÕT M¸Y
I TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH:
1.Chọn xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là
xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền
mòn cao.
Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19

(2.17)
Với uxích = 4,04 ⇒ z1 = 29 – 2.4,04 = 20,92
uxích = 4,04 thỏa mãn
Chọn uxích = 4
suy ra z1 =21 răng
Tính số răng đĩa xích lớn:
z2 = uxích. z1 ≤ zmax
(2.18)
Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 4.21= 84 (răng)
b. Xác định bước xích p
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm
bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:
Pt = P. k. kz. kn ≤ [P]
(2.19)
Trong đó: Pt - Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền
Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 =800 vòng/phút,
z 01
z1

kz - Hệ số răng ; kz =
= 25 / 21 = 1,19
kn - Hệ số vòng quay; kn = n01/ n1 = 1,1
Hệ số k được xác định theo công thức:
k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc
(2.20)
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với:
k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường
nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 50o <60o);
ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài

xích;
với a = (30…40)p, ta có: ka = 1;
kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với
trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25;
Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi
trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;
kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va
đập), ta chọn: kđ = 1,3;
kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số
ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25;
tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,3. 1,25 = 2,641
tính được: Pt = 7,56.2,641.1,19.1,1= 26,135(KW)
Theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1] HDĐCK n01 =800 vòng/phút chọn bộ truyền
xích 1 dẫy p =25,4
điều kiện Pt < [P] =30,7 được thỏa mãn.
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
asb = 40p = 40.25,4 = 1016(mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
2a
p

z1 + z 2
2

( z 2 − z1 ) 2 . p
4π 2 a

x=
+
+
(2.21)
⇒ x = 135,02
Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 136, tính lại khoảng cách trục theo công thức:

a*=


0,25. p  X c − 0,5( Z 2 + Z 1 ) +



[ X c − 0,5( Z1 + Z 2 ) ]

2

 Z − Z1 
− 2. 2

 π


2







2
2

21 + 84 

 84 − 21  
a = 0,25.25,4.136 − 0,5.( 21 + 84 ) + 136 −
− 2.
  = 1028,89
2 

 π  

*

(mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một
lượng:
∆a = 0,003.1028,89 = 3,087
⇒ aw2 = 1025,8
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

i=

Z1 .n2 21.120,05
=
= 1,236
15. X
15.136

< imax=30 (bảng 5.9).

Suy ra sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích
đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích.
c. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả
trọng va đập
trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an
toàn:
Q
k d .Ft + F0 + Fv

s=
≥ [s]
(2.24)
Trong đó:
Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta có:
Q =56,7kN = 56700 N;
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - tài liệu [1]
, ta có: q = 2,6 kg;
kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - tài liệu [1], với

trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn kđ = 1
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:
v=

Z 1 Pn2
60000

= 21.25,4.120,05/60000 = 1,067 m/s
Ft - Lực vòng trên đĩa xích:
Ft =1000P/v = 1000.7,56/1,067 = 7085,3 N

Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2
(2.27)
2
⇒ Fv = 2,6. (1,067) = 2,96 (N)
F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q. a
(2.28)
kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40o so
với phương nằm ngang;
Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

F0 = 9,81. 2. 2,6. 1,0258 = 52,33 (N)
56700
s=

= 7,94
1.7085,3 + 52,33 + 2,96
Từ đó, ta tính được:
⇒ S >[S] = 11,7 (theo bảng 5.10)

⇒

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

d. Xác định đường kính đĩa xích
Theo công thức 5. 17- tr86- tài liệu [1] và bảng 14 -4b - tr20 - tài liệu [2], ta xác
định được các thông số sau:
• Đường kính vòng chia d1 và d2:
25,4
d1 =
= 170,42
180
sin(
)
21
d2 =

25,4
= 679,3
180
sin(
)
84

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:

da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =25,4.[ 0,5 + cotg(180/21)] = 181,22 mm
da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/84)] = 691,53 mm
Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 mm
( Với dl = 15,88 mm tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
df1 = d1- 2r = 170,42 – 2.8,03 = 154,36 (mm)
df2 = d2- 2r = 679,3 - 2.8,03 = 663,24 (mm)

∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

σH = 0,47.

k r ( Ft K d + Fvd ).E
A.k d

≤ [σH]

(2.30)

Trong đó: [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - tài liệu
[1];
Chọn thép 20 tôi co [σH] = 980 MPa
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 7085,3 (N)
Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:

Fvd = 13.10-7.n2.p3.m = 13.10-7.120,05.25,43.1 = 2,56 N
Hệ số tải trọng động : Kđ=1,0 (bảng 5.6)
kđ=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =21 )
Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống con
lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa
⇒

σ H 1 = 0,47 0,48.( 7085 ,3.1,0 + 2,56).

⇒

2,1.105
180 .1

= 936,37 MPa

σH1 <[σH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh
hưởng của số răng đến đĩa xích Kr=0,22 (vì Z2 =84) Ta có:
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

aw2

d2

F1
d1

n2
15°

n1
O1

15°

Frx

1
F2
2

x
Hình 3.1 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc

df
d
da

b

Hình 3.2 – Hình vẽ mặt cắt bánh xích

Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích
Các đại lượng
Khoảng cách trục
Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

Thông số
aw2 = 1025,8 mm


N CHI TIT MY

S rng a ch ng
S rng a b ng
T s truyn
S mt ca dõy xớch
ng kớnh vũng chia ca a xớch
ng kớnh vũng nh ca a xớch
ng kớnh vũng chõn rng ca a xớch

z1 = 21
z2 =48
uxớch = 4
x = 136
Ch ng: d1 =170,42 mm
B ng: d2 = 679,9 mm
Ch ng: da1 = 181,22 mm
B ng: da2 = 691,53 mm
Ch ng: df1 = 154,36mm
B ng: df2 = 663,24 mm

Lc tỏc dng nờn trc
Fr =kx.Ft =1,15.7085,3 = 8148,1


(kx =1,15 do =30o <60o b truyn nm ngang)
II. TíNH toán các TRUYềN bên trong HộP GIảM TốC.
Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với
nhau trong điều kiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ. Cho nên dạng hỏng chính
mà bộ truyền thờng gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi
thọ của cơ cấu giảm xuống rất nhiều. Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng
để xác định giá trị ứng suất giới hạn [H] cho phép. Để thiết kế và tính toán ra
các thông số hình học của cặp bánh răng vừa đáp ứng đợc yêu cầu về tỉ số
truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trong quá trình làm việc trên bề mặt
bánh răng trong quá trình ăn khớp là H không đợc lớn hơn giá trị [H] cho
phép.
A.Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh:
1.Chọn vật liệu.
Vật liệu làm bánh răng đáp ứng các đòi hỏi sau:
- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh
hiện tợng tróc mỏi, mài mòn, dính răng và độ bền uấn trong quá trình làm việc.
Cho nên vật liệu làm bánh răng thờng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc
đợc làm bằng gang hay các vật liệu không kim loại khác.
- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc công
suất tối đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 3 (kW) ứng với chế
độ trung bình cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB
350.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

N CHI TIT MY

- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phơng pháp gia công
hợp lý để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không đợc chênh lệch nhau
không quá nhiều.
Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính toán thiết kế
hệ dẫn động cơ khí) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp bánh răng nh sau:
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải
thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới
hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 241 ữ 285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250.
Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia
công có các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
lần lợt nh sau:
HB = 192 ữ 240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 220.
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [ H] và ứng suất uấn [ f] cho phép.
a. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

[ H ] = ( H lim

S H ).Z R .Z V .K L .K xH

.
Trong đó:
- SH là hệ số an toàn.
- ZR là hệ số xét đén ảnh hởng của độ nhám bề mặt.
- ZV là hệ số xét đén ảnh hởng của vận tốc vòng.

- ZL là hệ số xét đén ảnh hởng của bôi trơn.
- KxH là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng.

[ H ] = H lim / S H

Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 nên ta có
Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh
sau:
H lim = oH lim .K HL

Trong đó:



.


H lim

là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ
khí) ta có công thức xác định
SH = 1,1.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

H lim

và SH nh sau:

H lim

= 2.HB + 70 (MPa) còn


N CHI TIT MY

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh
sau:
H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).
H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.220 + 70 = 510 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
6

N HO N HE

KHL=
Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4.
N HO1 = 30.HB 12, 4 = 30.250 2, 4 = 1,7.10 7

N HO1 = 30.HB 12, 4 = 30.2002, 4 = 10 7


Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:
N HE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
3

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
N HE2 = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
3

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:
Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:

3,8
3,3
N HE 2 = 60.1.112.40000.13
+ (0,8) 3 . = 18,6.10 7 > N HO 2 = 10 7
8
8
N HE1 = N HE2 .U 1
K HL = 1
N HE 2 > N HO1

Ta lại có :
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

[ H ]1

oH lim1 .K HL 570.1
=
=
= 518,2
SH
1,1

[H ]2 =

o
H lim 2

.K HL

SH

=

(MPa).

510.1
= 463,6
1,1

(MPa)..
Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho
phép xác định nh sau:
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

[ H ] = min( [ H ]1 , [ H ] 2 ) = 463,6

(MPa).
b. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

[ F ] = F lim .YR .YS .K xF .
SF

Trong đó:

- [Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF.
- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt đợc tôi cải thiện.
- YS = 1,08 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc

răng.
- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân rằng.
- KxF là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng.

[ F ] = F lim / S F

Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1
.
Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh
sau:
F lim = oF lim .K FL

Trong đó:

.

F lim

là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có
F lim

F lim

công thức xác định
và SF nh sau:
= 1,8.HB và SF =1,75.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh
sau:
F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa).
F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.220 = 396 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
6

N FO N FE

KFL=
Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 đợc xác định cho mọi loại thép.
Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:
N FE = 60.c i . ( Ti / Tmax )

mF

.t i .n i .

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit

GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6.

N FE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
6

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có:
Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có.

3,8
3,3
N FE 2 = 60.1.112.40000.16
+ (0,8) 6 . = 16,08.10 7 > N FO 2 = 6.10 6
8
8
N FE1 = N FE 2 .U 1
K FL = 1
N FE 2 > N FO1

Ta có :
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

[ F ]1

oF lim1 .K FL 450.1

=
=
= 257,14
SF
1,75

[F ]2 =

o
F lim 2

.K FL

SF

=

(MPa).

396.1
= 226,3
1,75

(MPa)..
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng bằng thép ăn khớp ngoài nh sau:
3

T1 .K H .K Hv

[ H ] 2 .u 1 . a

a1 49,5 (u1 + 1)
Trong đó:
- T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I)
- d = b/d1 = 0,5.a.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng.
- KH là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.
- KHv là hệ số kể ảnh hởng của tải trọng động.
- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
ở đây ta đã có:
- T1 = 102321 (N.mm); u1 = Unh = 6,06; a = 0,35 và [] = 463 (MPa)
-d = 0,5.a.(u+1) = 0,5.0,35.(6,06+1) = 1,24 Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định đợc KH = 1,0625 (Sơ đồ 6).
- Chọn sơ bộ KHv = 1.
Thay số vào công thức ta sẽ xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục a1:
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

3

102321.1,0625.1
= 217
463,6 2.6,06.0,35

a1 49,5.(6,06+1).

(mm)
Vậy ta chọn sơ bộ a1 = 220 (mm).
4. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a1 = (0,01 ữ 0,02).220= 2,2 ữ 4,4
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm.
* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lợt là Z1và Z2 ta có :
Z1 =

2.a1
2.220
=
= 20,78
m.( u + 1) 3.( 6,06 + 1)

Chọn Z1 = 21răng.
Z2 = U1 Z1 = 6,06.21 = 127 (răng).
Vậy Zt = Z1 + Z2 = 21 + 127 = 148;
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H [H] = 463 MPa.
Z M .Z H Z
d 1

2.T1 .K H .(U nh + 1)
b .U nh

Do H =
;
Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b : Chiều rộng vành răng.
- d1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Ta đã biết đợc các thông số nh sau:
- T1 = 102321(N.mm).
- b = a . a = 0,35.220 = 77 mm ;
- Unh = 6,06 và d1 = m.Z1 = 3.21 = 63(mm).
- ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1: Tính
toán ...).
2
2
=
= 1,76
sin 2 tw
sin 40 0

- ZH =

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

- Z =

( 4 ) / 3 = (4 1,7055) / 3 = 0,876
1
1

1
1
+
= 1,88 3,2 +
= 1,702
21 127
Z1 Z 2

Vì hệ số trùng khớp = 1,88 3,2
.
- Hệ số KH đợc xác định bởi công thức: KH = KH.KHV.
Do bd = 1,24 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 Tập 1: Tính toán thiết kế
hệ dẫn động cơ khí) ta có KF = 1,15 (Sơ đồ 6).

Còn

.b .d 1
3,25.77.63

K Fv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.102321.1,15.1 = 1,07
1
F
F


a

F = F .g o .v. u = 0,004.73.1,846. 220 : 6.06 = 3,25
.d 1 .n1 3,14.63.280
=

= 0,92
60000
60000

Vận tốc bánh dẫn: v =
m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) H =
0,004.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) go =
73.
KH = KH.KHV = 1,09.1,0725 = 1,16.
Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh
sau:
274.1,76.0,874
63

2.102321.1,16.( 6,06 + 1)
= 400,9
6,06.77

H =
(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [H] = [H].
ZRZVKxH.
Với v = 0,92 m/s ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9 và
chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 10ữ40 àm
ZR = 0,9 với da< 700mm KxH = 1. Vậy [H] = 463.1.0,9.1 = 416,7 MPa.
Do H = 400,9 < [H] =416,7 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
Khi đó khảng cách trục thực tế a1 = 3.Zt/2 = 3.(21+127)/2 = 222 (mm)

* ở đây ta phải tiến hành thêm quá trình dịch bánh răng để gim khoảng cách
trục từ a1 =222 (mm) xung a2 = 220(mm) mà vẫn bảo đảm qúa trình ăn khớp.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

- Hệ số dịch chỉnh tâm: y = a2 /m 0,5.( Z1+Z2 ) = 220/3 0,5.(21+127) =
-0.67
- Ta lại có ky = 1000.y/Zt = 1000.1/(21+127) = 6,76.
- Theo bảng 6.10a (Trang 101-Tập1: Tính toán ...) ta có kx = 0,33
- Vậy hệ số giảm đỉnh răng: y = kx.Zt/1000 = 0,33. 148/1000 = 0,049
- Khi đó tổng hệ số dịch chỉnh:
xt = y + y = -0,67 + 0,05 = -0,621
- Hệ số dịch chỉnh trên bánh 1 đợc xác định nh sau:
x1 = 0,5.[xt - (Z2 - Z1).y/Zt] =0,5.[-0,621-(127-21).1/148] = -0,67
- Hệ số dịch chỉnh trên bánh 2 đợc xác định nh sau:
x2 = xt - x1 = -0,621(-0,67)= 0,049
- Khi đó góc ăn khớp đợc xác địnhnh sau:
cost = Zt.m.cos/(2. a2) = 148.3.cos200/(2.220) = 0,948 t = 18,50
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn
tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:
F [F].
F1 =

2.T1 .K F .YF1
b .d 1 .m

F2 = F1 . YF2 / YF1
- T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KF.KF KFv.
- KF : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng

Do
Trong đó :

răng.
- KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp.
- KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng.
- YF : Hệ số dạng răng.
- b : Chiều rộng vành răng.
- d1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
- m : Môdum của bánh răng.

Do

Z 1 = 23 YF 1

Z 2 = 115 YF 2 = 3,6

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ...).


N CHI TIT MY

Còn

.b .d 1
9,14.77.63

K Fv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.102321.1,11.1 = 1,19
1
F
F


a

F = F .g o .v. u = 0,011.73.1,846. 220 : 6,06 = 9,60
.d 1 .n1 3,14.63.280
=
= 0.95
60000
60000

Vận tốc bánh dẫn: v =
m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) F =
0,011.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) go =
73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) KF =
1,11.

Do đây là bánh răng thẳng lên KF =1.
KF = KF.KF KFv = 1,11.1,19.1 = 1,32.
F1 =

2.T1 .K F .YF 1 2.102321.1,32.3,63
=
= 18,6
b .d 1 .m
77.63.3

Vậy ta có:
(MPa).
F2 = F1 . YF2 / YF1 = 18,6.3,6/1= 66,96 (MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc khi làm việc xác định nh
sau.
[F1]= [F1].YS .YxF.YR và [F2]= [F2].YS .YxF. YR.
Với m = 3 mm YS = 1,08 0,0695.Ln(3) 1. Còn YR = 1 và KxF = 1:
[F1] = [F1].1.1.1 = 257,14 MPa.
[F2] = [F2].1.1.1 = 226,29 MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uấn vì :
F 1 = 18,6( MPa ) < [ F 1 ] = 257,14( MPa )

F 2 = 66,96( MPa ) < [ F 1 ] = 226,29( MPa )

7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen
xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc
biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax
và ứng suất uốn cực đại F1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép
[H]max và [F1]max.

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max đợc xác định nh sau:
[ H ] max = 2,8. ch

[ F ] max = 0,8. ch

.
Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗi bánh răng xác định nh
sau:
[ H1 ] max = 2,8. ch1 = 2,8.580 = 1624( MPa ).

[ F1 ] max = 0,8. ch = 0,8.580 = 464( MPa ).

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

[ F 2 ] max = 0,8. ch = 0,8.450 = 360( MPa )

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:
H max = H . K qt

F max = F .K qt

(*)
Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,48.
Thay số vào công thức (*) ta có:

H max 1 = H . K qt = 411,53. 1,48 = 500,64( MPa ) < [ H 1 ] max = 1260( MPa ).

F max 1 = F .K qt = 18,6.1,48 = 27,5( MPa ) < [ F 1 ] max = 464( MPa ).

F max 2 = F .K qt = 66,96.1,48 = 99,1( MPa ) < [ F 2 ] max = 360( MPa ).

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục:
a = 220 mm.
- Môđun bánh răng:
m = 3 mm.
- Chiều rộng bánh răng:
b1 = 77 mm
- Số răng bánh răng:
Z1 = 21 và Z1 = 127 răng.
- Đờng kính chia :
d1 = m. Z1 = 3.21 = 63 mm;
d2 = m.Z2 = 3.127 = 381 mm;
- Đờng kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2(1+ x1 -y).m = 64,7mm.
da2= d2 + 2(1+ x2 -y).m = 387mm.
- Đờng kính đáy răng :
df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 51,48 mm.
df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 373,8 mm
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

db1 = d1. cos = 63. cos 20 = 59,2 mm;
db2 = d2. cos = 381. cos 20 = 358 mm
- Góc prôfin răng gốc:
= 200.
- Góc ăn khớp :
t = 18,5 .
- Bánh răng có sự dịch chỉnh:
x1 = -0,67 còn x2 = 0,049.
- Đờng kính cơ sở :

B. Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm:
1.Chọn vật liệu.
Tiến hành tơng tự nh ở cặp bánh răng thẳng ta có vật liệu làm bánh răng nh
sau:
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia
công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 241 ữ 285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250.
Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia
công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần
lợt nh sau:
HB = 192 ữ 240;
b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 220.
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [ H] và ứng suất uấn [ f] cho phép.
a. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

[ H ] = ( H lim

S H ).Z R .Z V .K L .K xH

.
Trong đó:
- SH là hệ số an toàn.
- ZR là hệ số xét đén ảnh hởng của độ nhám bề mặt.
- ZV là hệ số xét đén ảnh hởng của vận tốc vòng.
- ZL là hệ số xét đén ảnh hởng của bôi trơn.
- KxH là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng.

[ H ] = H lim / S H

Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1
Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh
sau:
H lim = oH lim .K HL

Trong đó:

-



.


H lim

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.


N CHI TIT MY

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta
H lim

H lim

công thức xác định SH và
nh sau:
= 2.HB + 70 ; SH = 1,1
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh
sau:
H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).
H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.220 + 70 = 510 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
6

N HO N HE

KHL=
Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4.
N HO1 = 30.HB12, 4 = 30.250 2, 4 = 1,7.10 7

N HO2 = 30.HB12, 4 = 30.2002, 4 10 7

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE của bánh răng nghiêng đợc xác
N HE = 60.c. ( Ti / Tmax )

mH

.t i .n i

định nh sau:
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- mH là bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây mH = 3.
N HE2 = 60.c. ( Ti / Tmax ) .t i .n i
3

Vậy với bánh răng lớn ta có:
Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có.

3,8
3,3
N HE 2 = 60.1.28.40000.13
+ (0,8) 3 . = 4,65.10 7 > N HO2 = 10 7
8
8
N HE1 = N HE2 .U 1
K HL = 1
N HE 2 > N HO1

Ta có :
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

[ H ]1

oH lim1 .K HL 570.1
=
=
= 518,2
SH
1,1

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

(MPa).


N CHI TIT MY

oH lim 2 .K HL 510.1
=
=
= 463,6
SH
1,1

[ H ] 2

(MPa)..

Nhng ứng suất cho phép dùng để tính toán cho hệ chuyển động răng nghiêng
là giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau:
[ H ] = 1,18. min ( [ H ] 1 , [ H ] 2 ) = 1,18.463,6 = 547,1( MPa )


1
[ H ] = 2 .( [ H ] 1 + [ H ] 2 ) = 0,5.( 463,6 + 518,2 ) = 490,9( MPa )


[H] = 490,9 (MPa)
b. ứng suất tiếp uấn cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

[ F ] = F lim .YR .YS .K xF / S F .

Trong đó:

- [Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF.
- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt đợc tôi cải thiện.
- YS = 1,08 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc

răng.
- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân rằng.
- KxF là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng.

[ F ] = F lim / S F

Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1
.
Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh
sau:

F lim = oF lim .K FL

Trong đó:

.

F lim

là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có
H lim

F lim

công thức xác định SF và
nh sau:
= 1,8.HB và SF =1,75.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh
sau:
F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa).
F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.220 = 396 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng đợc xác định nh sau:
6

N FO N FE

KFL=
Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit

GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:
N FE = 60.c. ( Ti / Tmax )

mF

.t i .n i

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6.
N FE 2 = 60.c. ( Ti / Tmax ) .t i .n i
6

Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục III) ta có:
Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có:

3,8
3,3
N FE 2 = 60.1.28.40000.16
+ (0,8) 6 . = 4,02.10 7 > N FO 2 = 6.10 6
8
8
N FE1 = N FE 2 .U 1

K FL = 1
N FE 2 > N FO1

Ta có :
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

[ F ]1 = F lim1 .K FL
o

450.1
= 257,14
1,75

=

SF

(MPa).

[ F ] 2 = F lim 2 .K FL
o

SF

=

396.1
= 226,29
1,75

(MPa)..
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng bằng thép ăn khớp ngoài nh sau:
3

T1 .K H .K Hv .K H

[ H ] 2 .u 1 . a

a1 43. (u1 + 1)
(mm)
Trong đó:
- T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)
- a = b/a1 = 0,3 là hệ số chiều rộng bánh răng.
- KH là hệ số tập trung tải trọng.
- KHv là hệ số tải trọng động.
- KH là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng.
- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh