công nghệ tự động hóa theo dây chuyền trong sản xuất thiết kế đai thẳng 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:
Ptg
Pthmax =

(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:
F .v 12500.0,22
Ptg = 1 =
= 2,75(kW ).
1000
1000
Khi đó công suất lớn nhất phát sinh trên trục động cơ trong quá trình làm việc là:
Ptg
2,75
Pthmax =
=
= 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 = P

max
th

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:
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
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.
60000.v 60000.0,22
=
= 13(vg / ph).
D
.320
Số vòng quay thực tế của trục bng tải là: nlv =
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 4A112MB8Y3nh sau :
Pđc = 3(kW) ; nđc = 701(vg/ph);
TK/TDN = 1,8.
II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
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:
n
701
U cocau = dc =
= 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;
Uđai = 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:
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ndc 701
=
= 280
Ud
2,5
nI =
nI
280
=
= 46,2
U 1 6,06
nII =

(vg/ph);

(vg/ph).s

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

(vg/ph)(V× trôc III nèi víi trôc IV qua khíp ®µn håi).
Pi
Ti = 9,55.10 6 .
n
* Cßn gi¸ trÞ M« men ®îc x¸c ®Þnh nh sau:
(N. mm).
Pdc
3
= 9,55.10 6.
= 40870
ndc
701
T®c = 9,55. 106.
(N.mm).
PI
3
= 9,55.10 6.
= 102321
nI
280
TI = 9,55. 106.
(N. mm).

PII
2,89
= 9,55.10 6.
= 599989
n II
46
TII = 9,55. 106.
(N. mm).
PIII
1,39
= 9,55.10 6.
= 1327450
n III
10
TIII = 9,55. 106.
(N. mm).
PIV
2,75
= 9,55.10 6.
= 2626250
n IV
10
TIV = 9,55. 106.
(N. mm).

Trục
Thông số
Tỉ số truyền u
Công suất P, kW
Số vòng quay n, vòng/phút

Momen xoắn T, N.mm

Động cơ

1

1
3
701
40870

2

5
3
280
102321

4
2,89
1,39
46
10
599989 1327450

PhÇn 2 : TÝNH TO¸N THIÕT KÕ c¸c CHI TIÕT M¸Y
I.

TÝnh bé truyÒn ®ai thang

2.1Chọn tiết diện đai.
Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

3

Công tác
1
2,75
10
2626250


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Dùa vµo c«ng suet cÇn truyÒn P lv= 5,34 vµ sè vßng quay cua b¸nh ®ai nhá
:n=ndc=1445.
Chọn tiết diện đai A với các thông số:

Ký
hiệu
A

Kích thước tiết diện, mm
bt

B

H

yo

11

13

8

2,8

Diện tích
tiết diện A,
mm2

Chiều dài giới hạn
Đường kính bánh
l, mm
đai nhỏ d1, mm

81

100 ÷ 200

Mặt cắt của đai thang
13

8

2,8

11

400

Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:
2.2Tính toán sơ bộ đai
• Chọn đường kính bánh đai nhỏ
Chọn d1 = 120mm
Kiểm tra vận tốc đai
π .d1 .n1 π .120.1450
v=

60000

=

60000

= 9,1( m / s ) < v max

với vmax = 25 m/s → thoả mãn điều kiện.
Theo (4.2) tài liệu [1]
→ε = 0,02
• Chọn đường kính bánh đai lớn là:
chọn : ε=0,02
Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

560 ÷ 4000

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

d2 = 4,3 . d1 .(1 - ε) = 4,3.120(1 - 0,02) =505,7(mm)

-

Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn
d2 = 500 mm
Vậy tỉ số truyền thực tế:
ut =

d2
500
=
= 4,25
d1 (1 − ε ) 120(1 − 0,02)

Sai số tỉ số truyền là:
∆u =

ut − u
u

.100% =

4,25 − 4,3
4,3

.100% = 1,6% < 4%

Thỏa mãn điều kiện
• Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai

Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và
đường kính bánh đai d2:
Chän a=d2=500mm
Kiểm tra điều kiện a:
0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)`
2(d1 + d2) = 2 (120 + 500) = 620mm
→ thỏa mãn điều kiện
Theo (4.4) tài liệu [1]
Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:
( d 2 − d1 ) 2
4.a
(500 − 120) 2
= 2.500 + 0,5.π .(120 + 500) +
= 2046mm
4.500

l = 2.a + 0,5.π .( d1 + d 2 ) +

Theo bảng 4.13 tài liệu [1] → chiều dài tiêu chuẩn
l = 2000 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Theo (4.15) tài liệu [1] ghh
i=

v 10,62
=

= 5,31 < imax
l
2,0

với imax = 10 vòng/giây
-

Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 mm
Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1]
⇒a=

2l − π (d 2 + d1 ) + [2l − π (d 2 + d1 )] 2 − 8(d 2 − d1 ) 2

Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

8

= 475,32(mm)


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ
α1 = 180 o −

57 o
( d 2 − d1 )
a

α 1 = 180 o −

57 o
(500 − 120) = 134,43o
672,34

→α1>αmin = 120o→ thoả mãn điều kiện
2.3. Xác định số đai z:
Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1]
z=

P1 .K d
[Po ] . Cα .Cl . .Cu .Cz

Trong đó:
+ Cα: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1
Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] → Cα= 1-0,0025(180+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

α1

) = 0,88với α = 131,67o

l 2000
=
= 0,85
l o 1700

Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1] → Cl = 0,975
+ Kđ : hệ số tải trọng tĩnh
Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] → Kđ = 1,0

+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] → Cu = 1,14 với u = 4,25
+ [Po] : công suất cho phép (kW)
Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] → [Po] = 1,94 kW
với v = 9,1 m/s và d1 = 120 mm
P1
5,34
=
= 2,7
[ Po ] 1,94

→
+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phâtrn bố không đều tải trọng cho các dây đai
Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] → Cz = 0,98
Do đó
z=

5,34.1,0
= 3,29
1,94.0.88 .1,02.1,14.0.975

→ lấy z = 3
2.4.Chiều rộng của bánh đai
B = (z - 1) . t + 2e
Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Với

z = 3, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1]
→ B = (3 - 1) . 15 + 2 . 10 =50 (mm)
• Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 4.2)
da = d1 + 2ho = 120 + 2 . 3,3 = 126,6 (mm)
Xét lực căng bánh đai
+ Xác định lực vũng
Theo (4.20) trang 64 tài liệu [1]
Fv = qm . v2 =0,105. 9,1^2=8,7
+ qm: khối lượng 1 m chiều dài đai
Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]
qm = 0,105 kg/m
+ v: vận tốc vòng =9,1(m/s)
+ P1: công suất trên bánh đai chủ động
Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]
Fo =

780 .P1.K d
+ Fv
v.Cα .z

Fo =

→

780 .5,34.1,0
+ 11,84 = 187 .66( N )
9,1.0,88 .3

Lực tác dụng lên trục
Fr = 2Fo . z . sin(α1/2) = 2 . 187,66 . 3 . sin(134,43 /2)
Fr = 1038 (N)

Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

d2
n2
60

1

d1
F1
O1

F2

60

n1

O2

Fr

2

1
F2

2

Hình 2.3– Sơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc

B
t

d

Sinh viên:Trịnh Văn Việt
GVHD:Nguyễn Tuấn Linh

da

h

ho


N CHI TIT MY

Hỡnh dỏng mt ct ai
Bng thng kờ
Thụng s

Ký hiu

ai thang

ng kớnh bỏnh ai nh
ng kớnh bỏnh ai ln
Chiu rng bỏnh ai
Chiu di ai
S ai
Lc tỏc dng lờn trc

d1, mm
d2, mm
B, mm
l, mm
z
F r, N

120
500
50
2000
3
1038

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.
- 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.

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
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
.

H lim
Trong đó: 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
H lim
H lim
thức xác định
và SH nh sau:
= 2.HB + 70 (MPa) còn 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.
2, 4
2, 4
7
N HO1 = 30.HB 1 = 30.250 = 1,7.10

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 HE 2 = 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
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

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:
o
[ H ] 1 = H lim1 .K HL = 570.1 = 518,2
SH
1,1
(MPa).

[ H ] 2 = H lim2 .K HL
o

SH

=

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:
[ 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.
- YR1 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
.

F lim
Trong đó: 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 công thức xác
F lim
F lim

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:
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
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.
- 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 = F lim1 .K FL
o

SF

450.1
= 257,14
1,75

=

(MPa).

[F ] 2 =

o
F lim 2

.K FL

=

SF

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= 2,2ữ4,4
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 :
2.a1
2.220
Z1 =
=
= 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 =
( 4 ) / 3 = (4 1,7055) / 3 = 0,876
- Z =

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.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

.

N CHI TIT MY
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).
.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


=

.
g
.
v
.
= 0,004.73.1,846. 220 : 6.06 = 3,25
F
F
o

u
Còn
.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.
- 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) = 0,948t = 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].
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
F1 =

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

Do
F2 = F1 . YF2 / YF1
Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KF.KFKFv.
- KF : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng 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.
Z 1 = 23 YF 1

Z 2 = 115 YF 2 = 3,6
Do
Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ...).
.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
Còn
.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.KFKFv = 1,11.1,19.1 = 1,32.
2.T .K .Y
2.102321.1,32.3,63
F1 = 1 F F1 =
= 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 :
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

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.
* 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 .K qt = 66,96.1,48 = 99,1( MPa ) < [ F 2 ] max = 360( MPa ).
F max 2
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.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 373,8 mm
- Đờng kính cơ sở :
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.
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
.

H lim
Trong đó: 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 dẫn động cơ khí) ta công thức xác
H lim
H lim
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=
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
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 định nh sau:
m
N HE = 60.c. ( Ti / Tmax ) H .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.
- 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 HE 2 .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
(MPa).

[H ] 2 =

o
H lim 2

.K HL

SH

=

510.1
= 463,6
1,1

(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.
- YR1 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.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

[ 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
.

F lim
Trong đó: 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 công thức xác

H lim
F lim
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.
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

SF

=

450.1
= 257,14
1,75
(MPa).

[F ] 2 =

o
F lim 2

.K FL

SF

=

396.1
= 226,29
1,75
(MPa)..

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
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.
ở đây ta đã có:
- T1 = 0,5.599989 =299995 (N.mm). (Vì đây là hộp phân đôi cấp chậm).
- u1 = Unh = 4,66; a = 0,3 và [] = 490,9 (MPa)
- d = 0,5.a .(u+1) = 0,5.0,3.(4,66+1) = 0,85. Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có KH = 1,1275 (Sơ đồ 3).
- Chọn sơ bộ KHv = KH= 1.
3

299995.1,1275.1.1
= 244
0,3.490,9 2.4,66

a1 43.(4,66+1).
(mm)
Vậy ta chọn a1 = 245 (mm)
4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là.
* Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a1 = (0,01 ữ 0,02).245 = 2,45ữ 4,9 mm.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 3 mm.
* Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lợt là Z1 và Z2:
Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi
bánh răng là = 30 ữ 40. Vậy chọn sơ bộ = 350 cos = 0,8191 khi đó ta có:
2.a1 . cos 2.245.0,8191
Z1 =

=
= 23,6
m.( u + 1)
3.( 4,66 + 1)
. Chọn Z1 = 24 (răng).
Z2 = U1 Z1 = 4,66.24 = 112 (răng).
Zt = Z1 + Z2 = 24 + 112 = 136.
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:
= arccos[(m.Zt)/(2.a)] = arccos[(3.136/(2.245)] = 33,630.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H [H] = 490,9 (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;
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
- 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, với KH= KH.KHV. KH.
- b : Chiều rộng vành răng.

- d1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động.
Ta đã tính đợc các thông số:
- T1 = 299995 (N.mm).
- b= 0,3.a= 0,3.245 = 73,5 mm .
- d1 = 2.a/(u+1) = 2.245/(4,66+1) = 86,6(mm). Và u = Uch = 4,66.
- ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1).
2 cos
=
sin 2 tw

2. cos 34,77 0
=
sin 47,795

- ZH =

2.0,8214
= 1,489
0,7407
.(t = actg(tg/cos) 23,89730

1 / = 1 / 1,43 = 0,845
- Z =
.
Vì = [1,88 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos =[1,88 3,2 (1/24 +1/112 )].cos330 =1,4
.d 1 .n1 3,14.86 ,6.46
=
= 0,208
60000
60000

Do vận tốc bánh dẫn: v =
m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta đợc cấp chính xác động học là 9
tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán...) ta xác định đợc : KH = 1,13.
.b .d 1
0,22.73,5.86 ,6

K Hv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.299995.1,1275.1,13 = 1,002
1
H
H


a


=

.
g
.
v
.
= 0,002.73.0,208. 245 : 4 ,66 = 0,22
H
H
o

u
Còn

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) H = 0,002.
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) KH = 1,1275.
KH = KH.KHV. KH =1,1275.1,002. 1,13 = 1,28.
274.1,489.0,845 2.299995.1,28.( 4,66 + 1)
= 431,36
86 ,6
73,5.4,66

Thay số : H =
(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H]. ZRZVKxH.
Với v =0,208 m/s ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức
chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 10ữ40 àm. Do đó ZR = 0,9
với da< 700mm KxH = 1.
[H] = 490,9.1.0,9.1 = 441,81 MPa.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
Nhận thấy rằng H = 431,36 (MPa) < [H] = 441,81 (MPa) do đó bánh răng nghiêng ta
tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác
dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F [F].
2.T1 .K F .K Fv .YF1
F1 =
b .d 1 .m
Mà

còn F2 = F1 . YF2 / YF1
Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- KF : Hệ số tập trung tải trọng.
- KFv : Hệ số tải trọng động
- YF : Hệ số dạng răng.
- b : Chiều rộng vành răng.
- d1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Z td1 = Z 1 /(cos ) 3 = 41 YF1 = 3,7

Z td2 = Z 2 /(cos ) 3 = 166 YF 2 = 3,6
Do
Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán...).
.b .d 1
1,28.73,5.86 ,6

K
=
1
+
=1+
= 1,009
Fv

2
.
T
.
K
.
K

2
.
299995
.
1
,
2225
.
1
,
37
1
F
F


a


=

.
g
.
v
.
= 0,006.73.0,404. 245 : 4,66 = 1,28
F
F
o

u
Còn
Vận tốc bánh dẫn : v=0,208 (m/s) < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:
Tính toán thiết kế...) ta đợc KF=1,37.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) F = 0,006.
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 thiết ...) KF = 1,2225.
KF = KF KF KFv = 1,37.1,2225.1,009 = 1,69.
- = 1,4 Y = 1/ = 0,714.
- =33,630 Y = 1 - /140 = 0,752.
2.T1 .K F .Y .Y .YF 1 2.299995.1,69.0,714.0,752.3,7
F1 =
=
= 93,45
b .d 1 .m
73,5.86 ,6.3
Vậy ta có:
(MPa).
F2 = F1 . YF2 / YF1 = 93,45.3,6/3,7 = 90,92 (MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc đợc 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.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

N CHI TIT MY
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uấn vì :
F1 = 93,45( MPa ) < [ F1 ] = 257,14( MPa )

F 2 = 90,92( MPa ) < [ F1 ] = 226,29( MPa )
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng
suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max.
* 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 mỗ bánh đợc xác định nh sau:
[ H1 ] max = 2,8. ch1 = 2,8.580 = 1624( MPa ).

[ F1 ] max = 0,8. ch 1 = 0,8.580 = 464( MPa ).

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

[ F 2 ] max = 0,8. ch 2 = 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 = H . K qt = 431,36. 1,48 = 510,39( MPa ) < [ H 2 ] max = 1260( MPa ).

F max 1 = F .K qt = 93,45.1,48 = 130,83( MPa ) < [ F 1 ] max = 464( MPa ).

F max 2 = F .K qt = 90,82 .1,48 = 127,29( 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 chậm :
Khoảng cách trục:
a = 245 mm.
Môđun pháp bánh răng:
m =3 mm.
Chiều rộng bánh răng:
b = 73,5 mm.
Số răng bánh răng:
Z1 = 24 và Z2 = 112.
Góc nghiêng của răng:
= 33,630.
Góc prôfin gốc :
= 20.
Góc ăn khớp:
t = t = arctg(tg/cos) = 23,6120.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
-

Đờng kính chia :

d1 = m.Z1/cos = 3.24/0,8326 = 86,5 mm.
d2 = m.Z2/cos =3.112/0,8326 = 403,6 mm.
Đờng kính đỉnh răng :
da1 = d1 + 2.m = 86,5 + 2.3 = 92,5 mm.
da2 = d2 + 2.m = 406,6 + 2.3 = 412,6 mm.
Đờng kính đáy răng :
df1 = d1 2,5. m = 86,5 - 2,5.3 = 79 mm.
df2 = d2 - 2,5.m = 335,992 - 2,5.3 = 396,1 mm,
Đờng kính cơ sở :
db1 = d1. cos = 86,5.cos 20 = 81,3 mm;
db2 = d2. cos = 403,6. cos 20 = 379,3 mm

PHN III : Thit k trc
1: Chn vt liu ch to trc.
Chn vt liu ch to trc l thộp 45 thng húa cú
cng HB = 200
b
Gii hn bn
= 850 (Mpa)
ch
Gii hn chy
= 340 (MPa)
[ ]
[ ]
ng sut xon cho phộp
= 1530 (MPa) chn
= 20 (MPa)
2:Tớnh toỏn trờn cỏc trc
A : Tớnh s b ng kớnh cỏc trc.
1. Xác định sơ bộ đờng kính trục.

Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thờng trục đợc chế tạo có hình dạng trụ tròn
nhiều bậc (gồm nhiều đoạn có đờng kính khác nhau) có nh vậy mới phù hợp với sự
phân bố áp suất trong trục,tạo điều kiện cho việc lắp giáp và sửa chữa đợc thuận lợi
hơn. Tại các tiến diện thay đổi đờng kính có mối quan hệ với nhau qua biểu thức sau:
di 1 = did (mm).
Trong đó: - Dấu (+) ứng với trờng hợp từ tiết nhỏ lên tiết diện lớn hơn.
- Dấu (-) ứng với trờng hợp từ tiết lớn xuống tiết diện nhỏ hơn.
- d = 5ữ10 mm. Đối với vai trục thì d =10 còn không thì d =5.
Do mômen T có ảnh hởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục. Vì trục cũng là
bộ trực tiếp tham gia vào qúa trình truyền mômen giữa các trục. Cho nên giữa đờng
kính trục với mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức.
d3

T
0,2.[ ]

(mm).
Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục.
- []= 12 ữ30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép.
Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hởng của ứng suất uốn cho nên
để bù lại ảnh hởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục ta phải hạ thấp [] xuống
* Đờng kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc:
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh