hệ thông phân cấp đôi chậm thiết kế đai dẹt 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:
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

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:
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 4A112MB8Y3 nh 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.

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

N CHI TIT MY
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:
n dc 701
=
= 280
Ud
2,5
nI =
(vg/ph);
nI
280
=
= 46,2
U 1 6,06
nII =
(vg/ph).s
n II

46,2
=
= 10
U II 4,66
nIII = nIV =
(vg/ph) (Vì trục III nối với trục IV qua khớp đàn hồi).
Pi
Ti = 9,55.10 6 .
n
* Còn giá trị Mô men đợc xác định nh sau:
(N. mm).
Pdc
3
= 9,55.10 6.
= 40870
ndc
701
Tđc = 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).

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

ng c

1

2

3

Cụng tỏc


N CHI TIT MY

Thụng s
T s truyn u
Cụng sut P, kW
S vũng quay n, vũng/phỳt
Momen xon T, N.mm

1
3
701
40870

5
3
280
102321

4
2,89
1,39
46
10

599989 1327450

1
2,75
10
2626250

Phần 2 : TíNH TOáN THIếT Kế các CHI TIếT MáY
I. TíNH Bộ TRUYềN BáNH Đai bên ngoài HộP GIảM TốC.
A. Thiết kế bộ truyền ngoài bằng bánh đai dẹt.

Sơ đồ bộ truyền đai
Tiết diện A.


d2

1

2

2

1

b

d1

a : là khoảng cách giữa hai trục bánh đai.

1,2 : là góc ôm đai trên bánh nhỏ và lớn..
: là góc giữa hai nhánh dây đai.
: là chiều dày của dây đai dẹt..
b : là chiều rộng của đai dẹt.
A : là diện tích tiết diện đai. A = bx

a

1. Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:
Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong hai ca tơng đơng với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh
tế là là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt đợc làm bằng vải và cao
su.
2. Xác định đờng kính đai nhỏ:
d 1 = ( 5,2 ữ 6,4 ).3 T1

Đờng kính đai nhỏ đợc xác định bởi công thức thực nghiệm:
ở đây T1 là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có T1 = Tdc = 40870 (N.mm).
Thay số vào ta có xác định sơ bộ đờng kính bánh đai nh sau:
d1 = ( 5,2 ữ 6,4 ).3 Tdc = ( 5,2 ữ 6,4 ).3 40870 = 179,12 ữ 220(mm)

.
Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn đợc d1 = 180 (mm).
Khi đó vận tốc đai đợc xác định bởi công thức nh sau:
.d1 .n1 3,14.180 .701
v=
=
= 6,6
60.1000
60000
(m/s).

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
Do v = 6,6 (m/s) < vmax = (25ữ30) (m/s). Cho nên đờng kính d1 là phù hợp với điều kiện
làm việc của bộ truyền.
3. Xác định đờng kính đai lớn:
d 2 = d 1 .u.(1 )
Đờng kính đai lớn đợc xác định bởi công thức:
Trong đó: - u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai u = Ung = 2,5.
- là hệ số trợt đối với đai vải cao su thì = 0,01 .
- d1 là đờng kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá.
d 2 = d1 .u.(1 ) = 180 .2,5.(1 0,01) = 445,5( mm).

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d2 = 450 (mm). Bảng 21.15 (Trang163-Tập2:Tính ..).
4. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L.
Ta biết rằng chiều dài đai tối thiều Lmin sơ bộ đợc xác định bởi công thức nh sau:
v
13,6
L min =
=
= 2,72 ữ 4,53
(3 ữ 5) (3 ữ 5)
(m).
Vậy Lmin = 2,72 (m) = 2720 (mm).
Khi đó khoảng cách giữa hai trục a đợc xác định theo Lmin nh sau:
2

( d 1 + d 2 )

( d 1 + d 2 )
1

2

a= L
+ L

2
(
d

d
)
2
1

4
2
2






.
Thay số vào công thức trên ta xác định đợc khoảng cách hai trục bánh đai:
2

1
3,14.(180 + 460 )
3,14(180 + 460 )

2
= 846
(
)
a = 2720
+ 2720

2
460

180

4
2
2





Nhận thấy ngay thấy rằng a < 2.(d1 + d2) là vô lý vì 846 < 2.(180+450) = 1260 (mm).
Vậy ta phải xác định chiều dài đai L theo khoảng cách giữa hai trục bánh đai a.
Chọn a = 2.(d1 + d2) = 1260 (mm). Khi đó L xác định theo công thức sau:
.(d 1 + d 2 ) .(d 2 d 1 )
L = 2.a +
+

2
4.a
Thay số vào công thức trên ta thu đợc giá trị của L nh sau:
3,14.(180 + 450) 3,14.( 450 180)
L = 2.1260 +
+
= 3510
2
4.1260

(mm).
Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây đai từ
100ữ400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt.
5. Tính góc ôm đai 1.
Góc ôm 1 trên bánh nhỏ đợc xác định bởi công thức sau:
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

180 0 57 0 .

( d 2 d1 )

a
1 = 1800 - =
.
Thay các giá trị của d1 và d2 vào công thức trên đây ta có:
( 450 180 ) = 167,786 0 = 167 0 47'

1 = 180 0 57 0 .
1260
Nhận thấy rằng 1 = 167074 > 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai.
6. Xác định chiều dày () và chiều rộng (b) của đai dẹt.
Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế ra phải đáp
ứng đợc khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việc không đợc vợt quá một
giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiện tợng trợt trơn hoàn toàn).

= t 0
2. 0
t 2.0.0 = [t].
F .K
F .K
F .K
A = b. t d
b t d
t = t d [t ]
[t ]
[ t ].
A
Mặt khác ta lại có:


.
Trong đó: - Ft là lực vòng.
- Kd là hệ số tải động.
Lực vòng Ft đợc xác định thông qua công suất của động cơ Pđc và vân tốc v của đai:
P .1000 3.1000
Ft = dc
=

= 221( N ).
v
13,6
Còn hệ số tải động Kđ = 1,2 do làm việc trong 2 ca với máy điện xoay chiều và dao động
nhẹ 140% so với tải danh nghĩa. Bảng 4.7 (Trang 55-Tập1 Tính toán . . . ).
Chiều dày của đai đợc xác định theo tỉ số /d1 sao cho tỉ số không vợt quá một trị số cho
phép nhằm hạn chế ứng suất phát sinh ra trong đai có tác dụng tăng tuổi thọ của đai. Đối với
đai làm bằng vải và cao su tra Bảng 4.8 (Trang 55-Tập 1 Tính toán . . .) ta có (/d1)max = 1/40.
Khi đó ta xác định đợc chiều dày cho phép nh sau:
/d1 1/40 d1/40 = 180/40 = 4,5 (mm). Chọn = 4,5 mm.
Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định đợc
loại đai đã dùng là - 800 có 3 lớp lót và chiều dày của đai = 4,5 (mm).
Khi đó bề rộng của đai b đợc xác định theo công thức sau:
F .K
404.1,15 103,2
b t d =
=
[ t ]. 4,5.[ t ] [ t ]
Đối với đai dẹt ứng suất cho phép đợc xác định theo thực nghiệm nh sau:
[t] =[t]o.Cp.C.Cv.
(*)
Trong đó:
- Cb là hệ số xét đén sự bố trí bộ truyền và cách căng đai. Do bộ truyền đợc đặt nằm
ngang nên < 600 nên ta có Cb = 1.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
- C là hệ số xét đến ảnh hởng của góc ôm đai. Ta có: C = 1 0,003.(180 - 1)

C = 1 0,003.(180 167,740 ) = 0,96.
- Cv là hệ số xét đến ảnh hởng của vân tốc. Cv = 1,04 0,0004.v2 CV = 0,966.
- Theo Bảng 13.8 (Trang 34-Tập 1 Tính toán thiết kế ...) [t]o = 2,25 (N/mm2).
Thay các giá trị vào công thức (*) ta xác định đợc [t] nh sau:
[t] =[t]o.Cp.C.Cv = 2,25.1.0,96.0,966 = 2 (N/mm2).
Vây ta sẽ tính đợc giá trị chiều rộng của đai nh sau:
103,2 103,2
b
=
= 51,6(mm )
[t ]
2
.
Vây ta chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm).
7. Tính chiều rộng của bánh đai (B).
Đối với bánh đai dẹt mắc bình thờng thì chiều rộng bánh đai B xác định nh sau:
B = 1,1.b + (10 ữ 15) = 1,1. 63 + (10 ữ 15) = 79,3 ữ 84,3 (mm).
Tuy nhiên theo tiêu chuẩn ta sẽ chọn B = 71 (mm).
Giá trị chiều rộng đai và bánh đai tra Bảng 21.16 (Trang 164 -Tập 2: Tính toán...).
8. Xác định lực tác dụng lên trục Fr:
Lực tác dụng lên trục bánh đai đợc xác định theo công thức:
Fr =2.Fo.sin(1/2) = 2.A.o.sin(1/2) = 2.b. .o.sin(1/2) =2 .b. . [t].
Thay số vào ta có xác định đợc: Fr = 2.63.4,5.2 = 1136 (N).

Bảng kết quả tính bộ truyền đai.
Tên đai lượng

Ký hiệu

Đơn vị đo

Kết qủa

Đường kính đai lớn

d1

mm

180

Đường kính đai nhỏ

d2

mm

450

Chiều rộng đai.

b

mm

63

Chiều rộng bánh đai.

B

mm

71

Chiều dài dây đai

L

mm

3510

xb

mm 2

4,5x63

Lực tác dụng trục đai.

F

N

1136

Góc ôm đai bánh nhỏ

1

độ

167 0 74'

Tiết diện đai

Ghi chú

Thêm 100 : 400

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
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
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.
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.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
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
N HE1 = N HE 2 .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

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

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


N CHI TIT MY
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:
T1 .K H .K Hv

3

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


N CHI TIT MY
* 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.
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

F = F .g o .v. u = 0,004.73.1,846. 220 : 6.06 = 3,25
Còn
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

.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) = 0,948 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].
2.T1 .K F .YF1
F1 =
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.KF KFv.
- 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.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

N CHI TIT MY
- 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.KF KFv = 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 :

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
- 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 .
Sinh viờn:Trnh Vn Vit

GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
- 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=
Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

N CHI TIT MY
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 HE 2 = 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 HO 2 = 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:
o
[ H ] 1 = H lim1 .K HL = 570.1 = 518,2
SH
1,1
(MPa).
o
[ H ] 2 = H lim 2 .K HL = 510.1 = 463,6
SH
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.
- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân rằng.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

N CHI TIT MY
- 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
.

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 FO2 = 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).

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

[ F ] 2

oF lim 2 .K FL 396.1
=
=
= 226,29
SF
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.
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 = 2,45 ữ 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.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
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;
- 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

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

Sinh viờn:Trnh Vn Vit

GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
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.
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 Fv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.299995.1,2225.1,37 = 1,009
1
F
F


a

F = F .g o .v. u = 0,006.73.0,404. 245 : 4,66 = 1,28
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.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh

N CHI TIT MY

F1 =

2.T1 .K F .Y .Y .YF 1
b .d 1 .m

=

2.299995.1,69.0,714.0,752.3,7
= 93,45
73,5.86 ,6.3

Vậy ta có:
F2 = F1 . YF2 / YF1 = 93,45.3,6/3,7 = 90,92 (MPa).

(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.
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 ).

Sinh viờn:Trnh Vn Vit

GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY
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.
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 = di d (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.

Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh


N CHI TIT MY

- 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:
d n1 3

T
102321
=3
= 25,7 ữ 34,9
0,2.[ ]
0,2.(12 ữ 30)

mm.
Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính ngõng trục vào là dn = 30 mm
* Đờng kính trục trung gian của hộp giảm tốc:
Đờng kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động đợc xác định sơ bộ nh sau:
d = (0,3 ữ 0,35).a1 =(0,3 ữ 0,35).220 = 66 ữ 77 mm
Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính trục lắp bánh răng thẳng bị động là d = 70 mm.
* Đờng kính trục ra của hộp giảm tốc:
d n1 3

T
1327450
=3
= 60,5 ữ 82 ,1
0,2.[ ]
0,2.(12 ữ 30)

Vậy ta chọn đơng kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là d = 80 mm
Căn cứ vào đờng kính của ngõng trục cần lắp ổ lăn ta tiến hành tra bảng 10.2
(Trang 189-Tập1 tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định đợc gần đúng chiều rộng
của ổ lăn cần lắp nh sau:



d nI = 30mm b01 = 19mm

d nII = 60mm b02 = 31mm
d = 70mm b = 35mm
03
nIII

Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất quyết
định kích thớc của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau, nên ảnh hởng tới
kích thớc của hộp giảm tốc. Do đó khi tính toán kích thớc hình học của các trục thì ta
phải xác định kích thớc của trục trung gian trớc hết căn cứ vào đó để định các thông số
hình học cho các trục khác.
Sinh viờn:Trnh Vn Vit
GVHD:Nguyn Tun Linh