Đồ án chi tiết máy HGT phân đôi cấp chậm xích tải

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong
chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo
máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ
thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền
vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên
làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế
đồ án tốt nghiệp sau này.
NỘI DUNG CỦA ĐỒ ÁN ĐƯỢC CHIA LÀM 5 PHẦN:
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền :
I. Chọn động cơ.
II. Phân bố tỉ số truyền.
III. Tính toán các thông số trên trục
Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
I. Thiết kế bộ truyền xích
II. Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc
III. Kiểm tra các điều kiện trạm trục bôi trơn
Phần III: Tính toán trục
I-Chọn vật liệu.
II-Tính thiết kế trục.
III- Tính toán ổ lăn.
IV-Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.
Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
Phần V: Thống kê các kiểu lắp ,trị số sai lệch giói hạn và dung sai các
kiểu lắp
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn
có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các
tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không
thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo

thêm của thầy cô để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những
kiến thức đã học hỏi được.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn tất cả các thầy cô giáo trong bộ
môn đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Quang Hưng đã tận tình hướng dẫn em
thực hiện đồ án này.

1


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Bảng thông số:
Lực vòng xích tải : Ft = 3700 N

Thời gian phục vụ : 6 năm

Số răng đĩa xích tải : Z = 19 răng

Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm : 1/2

Bước xích tải : t = 55 mm

Tỷ lệ thời gian làm việc mỗi ngày : 2/3

Vận tốc xích tải : v = 1,2 m/s

Tính chất tải trọng : Không đổi,quay một
chiều

K bd =1,4
Phần I :CHỌN ĐỘNG CƠ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I. Chọn động cơ
- Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là
công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Trong công nghiệp
sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ điện một chiều , động cơ điện
xoay chiều
.Mỗi loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng,tùy thuộc vào các yêu cầu
khác nhau mà ta chọn loại động cơ cho phù hợp
- Với phương án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm sẽ có:
Ưu điểm :
- Tải trọng sẽ được phân bố đều cho các ổ.
- Giảm được sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng với các ổ.
- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn
chỉ tương ứng với một nửa công suất được truyền so với trường hợp không
khai triển phân đôi.
- Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với
hộp giảm tốc khai triển dạng bình thường.
Nhược điểm:
- Nhược điểm của hộp giảm tốc phân đôi là bề rộng của hộp giảm tốc tăng
do ở cấp phân đôi làm thêm 1 cặp bánh răng so với bình thường. Do vậy
cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lượng các chi tiết và khối lượng gia
công tăng lên có thể làm tăng giá thành của bộ truyền.

2


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
1. Xác định công suất đặt trên trục của động cơ
Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo cho
khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn nhiệt độ cho

phép. Muốn vậy cần có: Pdcdm > Pdcdt
trong đó :
dc
Pdm : công suất định mức của động cơ

P

dc
dt

:công suất đẳng trị của động cơ

Do tải trọng không đổi nên ta có :

P

dc
lv

P



lv



dc
dt

=

P

dc
lv

:công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

P
ct

P

dc
lv

P



ct
lv

(1.1)



:giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác
:hiệu suất truyền động (toàn hệ thống)

- Công suất làm việc trên trục công tác :

P

ct
lv



Ft .v 3700  1,2

 4,44(kW )
1000
1000

- Theo sơ đồ đề bài thì:
    brk   olm   kn   x

(1.2)

Ghi chú:
+ m là số cặp ổ lăn (m = 4)
+ k là số cặp bánh răng (k = 3)
Tra bảng 2.3[1] ta được các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết như
sau:
+ ol  0,99
+  br  0,97
+ k  1
+  x  0,93

-Thay các giá trị trở lại công thức (1.2) ta tính được:
   0,99 4  0,97 3  1  0,93  0,82 (%)
- Thay các giá trị Pctlv  4,44 ;   0,82 vào (1.1) ta tính được công suất làm
việc danh nghĩa trên trục công tác

3


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

P

dc
lv

P



ct
lv



4,44
 5,415(kW )
0,82



Vậy công suất đẳng trị trên trục động cơ

P

dc
dt



P

dc
lv

 5,415(kW )

2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ
- Số vòng quay của bộ phận công tác là:
nct  60000 

v
1,2
 60000 
 68,9 (v/phút)
z.t
19  55

v : vận tốc đĩa xích tải
z : số răng xích tải
t : bước xích tải

+) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndb  1500v / ph (kể đến sự trượt
ndb  1450v / ph ) ,như vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:

u

sb



n
n

db
ct



1450
 21,04 .ta thấy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống nằm
68,9

trong khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền bánh răng trụ hai cấp.
Vậy số vòng quay đồng bộ được chọn của động cơ là 1500 v/ph
Chọn động cơ
-Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vi công suất
lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại K và DK căn cứ vào giá trị công suất
đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của động cơ ta chọn động cơ sao cho thỏa
mãn

P

dc

dc
 Pdt  5.415(kW ) 

 nsb  1500(v / phút )

dm

ndb

- Tra bảng phụ lục P1.1[1] ta chọn được động cơ là 4A112M4Y3
Kiểu động cơ

4A112M4Y3

Công
suất
(kW)

Vòng
quay

5,5

1425

cos 

0,85

%

85,5

T
T

max
dn

2,2

T
T

K
dn

2,0

3.Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ
Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để
thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy
dc
dc
Pmm  Pcbd kW

P

dc
mm

: công suất mở máy của động cơ
4


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

P

dc

K
T
K 
T


mm

dc

mm

K

mm

K

dc

bd

dc
cbd

P

dc
mm

 2,0 * 5,5  11 kW

dn

K



dc
lv

* K bd

 1,4 : hệ số cản ban đầu

P


 2,0 

:công suất cản ban đầu trên trục động cơ

cbd

K
K

* Pmm

P

dc
mm

dc
lv

 5,286 

P

 11 

dc

cbd

P

dc
cbd

 5,415 * 1,4  7,581 kW

 7,581  Đảm bảo điều kiện mở máy.

II. Phân phối tỉ số truyền.
Tỉ số truyền chung của hệ thống u 
u=

ndc
nct

n dc  1425 : số vòng quay đã chọn của động cơ
n ct  68,9 : số vòng quay trên trục công tác
u

1425
 20,68
68,9

Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp :

u



 u ng * u h

+ uh

: tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc.

+ u ng

: tỉ số truyền ngoài của bộ truyền xích.

u  u *u
h

1

2

+ u1

: tỉ số truyền của cấp nhanh

+ u2

: tỉ số truyền của cấp chậm

Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp
+)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyền xích
ngoài hộp ta có:

u ng  (0,15  0,1)u   (0,15  0,1)20,68  (1,44  1,76) .với tỉ số truyền nên
dùng của bộ truyền xích (1,5  5) ta chọn u ng  1,5
 uh 

u  20,68

 13,79
u ng
1,5

Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
u h  u1 * u 2
5


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

K 
c2

u 2  1, 2776  3

Với

K

c2



ba 2

.u h

ba 1

  1,2  1,3

K    1,2776 
u


 1  1,3

ba 2

;

ba1

u

2

 1,2776  3

c2

ba 2

h

3

1,3  1,2  13,79  3,55

ba1

 u1  u h 

u

2

13,79
 3,88
3,55

Kết luận:
Vậy thông số về tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động được thể hiện
qua bảng sau:
Trong hộp ( u h  13,79 )
Tỉ số truyền
chung ( u  )
Cấp nhanh ( u 1 ) Cấp chậm ( u 2 )
20,68

3,88

Ngoài hộp

(Bộ truyền xích)

3,55

1,5

III.Tính toán các thông số trên các trục
Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau:chỉ số “dc”ký hiệu trục động
cơ,các chỉ số “I”,”II”,”III” chỉ các trục I,II và III.
1.Tính công suất trên các trục:
Công suất trên các trục được tính lần lượt như sau :

P  P    5,415 1  0,99  5,36(kW )
P  P    5,36  0,97  0,99  5,147(kW )
P  P    5,417  0,97  0,99  4,94(kW )
P  P  P    4,94  0,99.0,93  4,548(kW )
I

dc

k

o

II

I

br

o

III

II

IV

ct

br

o

III

o

x

2.Tính số vòng quay trên các trục :

n  n  1425(v / phút )
n 1425
n   3,88  367(v / phút )
u
n 367
n   3,55  103(v / phút )
u
n 103

n   1,5  69(v / phút )
u
I

dc
I

II

1

II

III

2

III

ct

ng

6


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
3.Tính mômen xoắn trên các trục :
Mômen xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức sau:

T

k



9,55  10 6  Pk

n

trong đó :

k

: công suất trên trục k

k

:số vòng quay trên trục k

P

k

n
6

9,55  10  5,415
 36290( N .mm)
1425

9,55  10 6  5,36

 35921( N .mm)
TI
1425
9,55  10 6  5,417

 140960( N .mm)
T II
367
9,55  10 6  4,94

 458029( N .mm)
T III
103
9,55  10 6  4,548
 629470( N .mm)
T ct 
69
 T dc 

4.Lập bảng kết quả
Trục
Động
I
II
III
IV
Thông số
cơ

Công suất(kW) 5,415
5,36
5,417
4,94
4,548
Tỷ số truyền(u)
1
3,88
3,55
1,5
Số vòng
1425
1425
367
103
69
quay(v/phút)
Mômen(N.mm) 36290
35921 T '  140960  70480 458029 629470
II
2

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP
GIẢM TỐC
I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1.Chọn loại xích
Có 3 loại xích :xích ống ,xích con lăn và xích răng.Trong 3 loại xích
trên ta nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:
Có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma
sát lăn ở con lăn và răng đĩa(ở xích con lăn).Kết quả là độ bền của xích con

lăn cao hơn xích ống ,chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng.
Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay
thế,phù hợp với vận tốc yêu cầu (69 vòng/phút).
Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy.
2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a.Chọn số răng đĩa xích
- Số răng đĩa xích càng ít,đĩa bị động quay càng không đều,động
năng va đập càng lớn ,xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số răng tối
7


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
thiểu của đĩa xích(thường là đĩa chủ động ) là:

Z Z
1

min

 13  15

Theo công thức thực nghiệm

Z

1

 29  2u  29  2  1,5  26

Theo bảng 5.4[1] chọn Z 1 =27 răng

Từ số răng đĩa xích nhỏ ta có số răng đĩa xích lớn là :

Z
Z

max

2

 u  Z 1  Z max

 120 đối xích con lăn
 Z 2  1,5  27  40,5

Chọn Z 2  41  Z max
Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là

u

x



41
 1,52
27

b.Xác định bước xích t:
-Bước xích t 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:

P

t

 Pkk z k n  [P ]

Trong đó: P t :công suất tính toán(kW)
P:công suất cần truyền trên trục III (kW) P=P III =4,94
[P]:công suất cho phép (kW)
k z :hệ số số răng

Z  25  0,925 (Z số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn)
Z 27
n
k  :hệ số vòng quay
n
+ n tra bảng 5.5[1] gần nhất với n
50
k 
 0,485
103
k

z

01



01

1

01

n

1

01

1

n

k : hệ số sử dụng
k  k 0 k a k dc k bt k d k c

+ k0

: hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

+ ka

: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

+ k dc

: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

+ k bt

: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

+ kd

: hệ số tải trọng động,kể đến tính chất của tải trọng

+ kc

: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
8


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
- Các thông số trên được tra trong bảng 5.6[1]
+ k0  1

: Góc nối hai tâm xích hợp với phương ngang góc  60 0

+ ka  1

: Do chọn khoảng cách trục a=(30  50)t

+ k dc  1,25

: Do chọn vị trí trục không điều chỉnh được

+ k bt  1,3

: Môi trường có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn

+ kd  1

: Chế độ làm việc êm

+ k c  1,25

: Làm việc 2 ca

 k  1  1  1,25  1,3  1  1,25  2,03

Vậy Pt  4,94  2,03  0,925  0,485  4,499(kW )
Tra bảng 5.5[1] với n 01 =50 v/phút
Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :
t = 31,75 mm thỏa mãn điều kiện bền

P

t

 4,499  [ P]  5,83(kW )

Đồng thời theo bảng 5.8[1] ta có : t  t max  50,8 mm
c.Khoảng cách trục và số mắt xích:
+Khoảng cách trục:chọn a=30t=30.31,75=952,5 mm
+Số mắt xích x
2a Z 1  Z 2 ( Z 2  Z 1 ) 2  t



t
2
4 2 a
2  952,5 27  41 (41  27) 2  31,75



 94,17 (mắt xích)
31,75
2
4 2  952,5
x

Chọn x=94 (mắt xích)
Tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn:
a  0,25t{x c  0,5( Z 2  Z 1 )  [ xc  0,5( Z 2  Z 1 ]2  2[( Z 2  Z 1 ) /  ] 2 }
 0,25  31,75{94  0,5(41  27)  [94  0,5(41  27)] 2  2[(41  27) /  ]2 }

=949,87 mm
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng:
a  0,003a  0,003  949,87  2,85
 a  949,87  2,85  947,02 mm

Chiều dài xích L=t.x=31,75.94=2984,5 mm
Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây
i

Z1.n1

27.103
 [i ]  i 
 1,97  [i ]  25 (với t=31,75 mm)
15.x
15.94

d.Kiểm nghiệm đĩa xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên
chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá
tải theo hệ số an toàn:
9


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
s

Q
 [s]
k d .Ft  Fo  Fv

Trong đó : Q : tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2[I] Q=88,5.10 3 N
k d :hệ số tải trọng động
k d =1,2 (bộ truyền làm việc trung bình)
F t lực vòng : Ft 
 Ft 

Z .t.n
1000 P
( v  1 1  1,47 )
v

60000

1000.4,94
 3360,5 N
1,47

F v lực căng ly tâm :F v  q.v 2  3,8.1,47 2  8,2 N(q:khối lượng 1
mét xích tra bảng 5.2[I])
F o  9,81.k f qa  9,81.4.3,8.0,947  141,2 N ( k f  4 bộ truyền
nghiêng góc <40 o )
88,5.10 3
s
 21,16 theo bảng 5.10[I] với n=50v/phút
1,2.3360,5  141,2  8,2
 [ s ]  7  s  [ s ]  bộ truyền đảm bảo độ bền

e.Đường kính đĩa xích
Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định:
d1 

t
sin(





31,75
 273,48mm
180

sin(
)
27

)
Z1
31,75
d2 
 414,76mm
180
sin(
)
41

Đường kính vòng đỉnh:
180
180
]  31,75[0,5  cot g
]  287,51
Z1
27
180
180
 31,75[0,5  cot g
]  31,75[0,5  cot g
]  429,42
Z2
41

d a1  t[0,5  cot g

d a2

Đường kính vòng chân:
d f  d 1  2r

Với r  0, 5025dl  0, 05  0,5025.19, 05  0, 05  9, 62mm
dl  19, 05 tra bảng 5.2[I]
 d f 1  273, 48  2.9, 62  254, 24mm
 d f 2  414, 76  2.9, 62  395,52mm

Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4[I]
f.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền
Ứng suất tiếp xúc :  H trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện

10


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
 H  0,47.

k r ( Ft .k d  Fvđ ) E
 [ ]
A.k d

Trong đó:[  ] ứng suất tiếp xúc cho phép Mpa
F vđ lực va đập trên m dãy xích N
F vđ  13.10 7.n1 .t 3 .m  13.10 7.103.31,75 3.1  4,29 N
F t  3360,5 N
[  H ] tra bảng 5.11[I] =[500  600] Mpa
Với đĩa xích nhỏ k d  1 :hệ số phân bố không đều tải cho các dãy(xích

1 dãy)
k d  1 hệ số tải trọng động
k r hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc vào Z
Z 1  27  k r  0,42
E=2,1.10 5 Mpa
A=262mm 2 tra bảng 5.12[I]
  H  0,47.

0,42(3360,5  4,29)2,1.10 5
 500,22MPa
262

Như theo bảng 5.11[I] dùng thép C45 tôi cải thiện có độ rắn bề mặt
(170  210)HB.Ứng suất tiếp xúc cho phép:  H  (500  600) MPa là vật liệu
đảm bảo để chế tạo đĩa xích
Với đĩa xích lớn Z 2  41  k r 2  0,27
 H 2  0,47.

k r 2 ( Ft .k d  Fvđ ) E
A.k d

F vđ  13.10 7 nct .t 3 .m
Với n ct  69v / phút số vòng quay của trục công tác
 Fvđ  13.10 7.69.31,75 3.1  2,87

 H 2  0,47.

0,27(3360,5  2,87)2,1.10 5
 400,98 Mpa
262

Vật liệu và nhiệt luyện của đĩa xích 2 tương tự của đĩa xích 1
g.Xác định lực tác dụng lên trục
Có F r  k x .Ft
k x hệ số kể đến trọng lượng xích
k x  1,15 (bộ truyền nằm ngang)
 Fr  1,15.3360,5  3864,6 N

II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
2.1 Bộ truyền bánh trụ răng thẳng ở cấp nhanh
1.Chọn vật liệu :theo bảng 6.1[I]
-Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350: cụ thể tra bảng 6.1[I] ta chọn:
Bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB = 241÷285
11


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Có:  b1  850MPa ,  ch1  580MPa ,chọn HB 1  250
Bánh răng lớn :thép 45 tôi cải thiện,đạt độ rắn HB= 192  240
Có:  b 2  750MPa ,  ch 2  450Mpa ,chọn HB 2  230
2.Tính ứng suất cho phép:
Tra bảng 6.2[I] ta chọn:
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở:  Ho lim  2 HB  70
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S H  1,1
Ứng suất uốn cho phép khi tính về uốn,ứng với số chu kì cơ
o
sở:  F lim  1,8 HB
Hệ số an toàn khi tính về uốn S f  1,75
Vậy:  Ho lim 1  2 HB1  70  2.250  70  570MPa
 Ho lim 2  2 HB2  70  2.230  70  530 MPa

 F lim 1  1,8HB1  1,8.250  450MPa
 F lim 2  1,8HB2  1,8.230  414MPa
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [  ]

Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:
[ ] 

 Ho lim
SH

.Z R .Z V .K XH .K HL

Tính sơ bộ lấy Z R .Z V .K XH  1
Bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng không đổi nên hệ số xét đến ảnh hưởng
đặt tải trọng : K FC  1
K HL :hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:
K HL  mH

N HO
N HE

N HO :số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N HO1  30.HB 2, 4  N HO1  30.250 2, 4  1,7.10 7
 N Ho 2  30.230 2, 4  1,39.10 7

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
N HE  60.c.n.t 
Trong đó : n : số vòng quay trong 1 phút
t  :tổng số thời gian làm việc của bánh răng đang xét

c:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay :c=1
365.6.24.2
 17520 giờ
2.3
 N HE1  60.1.1425.17520=149,8.10 7

t =

 N HE 2  60.1.367.17520  38,58.10 7 .Ta thấy N HE  N HO  K HL  1

Bánh nhỏ : [ H 1 ] 

 Ho lim
SH



570
 518,18MPa
1,1
12


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Bánh lớn:[  H 2 ] 

 H lim
SH



530
 481,81MPa
1,1

Ta sử dụng bánh răng thẳng có:
[ H 1   H 2 ] 518,18  481,81

 500  1,25.481,81  602,26 MPa (thỏa mãn)
2
2

[ H ] 

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ H ]max  2,8. ch1  2,8.580  1624 MPa

- Ứng suất uốn cho phép [  F ]
ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:
[ F ] 

 Fo lim .K FC .K XF .K FL .YR .YS
SF

Với : 

o
F lim
o
F lim 1

o
F lim 2

ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở




 1,8HB1  1,8.250  450 MPa
 1,8.HB2  1,8.230  414 MPa

K FC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1(bộ truyền quay 1 chiều)
Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn:
N FO1  N FO 2  4.10 6 (với mọi loại thép)
Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : N FE  N HE :
N FE1  N HE1  149,8.10 7
N FE 2  N HE 2  38,58.10 7
Ta thấy N FE  N FO  Lấy N FE  N FO  K FL  1

Y s :hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K XF :hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền uốn
Trong bước tính toán sơ bộ lấy: YR .YS .K XF  1
Do vậy [ F ] 
[ F 2 ] 



o
F lim 2

SF

 Fo lim



SF

 [ F 1 ] 

 Fo lim 1
SF



450.1.1
 257,14 MPa
1,75

414.1.1
 236,57 MPa
1,75

Ứng suất cho phép khi quá tải :vì HB=241  285<350 nên:
[ F 1 ]max  0,8. ch  0,8.580  464MPa

3.Tính sơ bộ khoảng cách trục:
- Khoảng cách trục được xác định theo công thức:
a w  K  .(u  1)3

T1 .K H
[ H ]2 .u. ba

Trong đó: K  hệ số vật liệu của cặp bánh răng
T1 mômen xoắn trên trục chủ động (trục I)
[ H ]  500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép
u : tỉ số truyền của bộ truyền
K H hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
13


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
Tra bảng 6.6[I] chọn  ba  0,35
Tra bảng 6.5[I] chọn K   49,5 MPa
Với hệ số :

1

3

 bd  0,5 ba (u  1)  0,5.0,35(3,88  1)  0,854 .Tra bảng 6.7[I] ,chọn
K H  1,0354

Vậy a w  49,5(3,88  1)3

35921.1,0354
 115,58 :chọn bằng 116mm
500 2.3,88.0,35

- Xác định các thông số ăn khớp:
+ Môđun : m=(0,01  0,02)a w =(1,2  2,4)
Tra bảng 6.8[I] ta chọn môđun pháp m=2
+Chiều rộng vành răng : bw  a w . ba  116.0,35  40,6mm
Chọn bw 2  41mm và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn bw1  46mm
> bw 2
+Xác định số răng Z 1 ,Z 2 (răng trụ răng thẳng)
2a w
2.116

 23,77 ,chọn Z 1  25 răng
m(u  1) 2(3,88  1)
Số răng bánh lớn : Z 2  u.Z1  3,88.25  97 chọn Z 2  97 răng
97
 3,88
 tỉ số truyền thực u t 
25
mZ
2.122
 122mm
Tính lại khoảng cách trục : a w  t 
2
2

Số răng bánh nhỏ : Z1 

4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:
 H  Z m Z H Z

2TI K H (u  1)
bw .u.d w1

2

 [ H ]

Trong đó: Z m :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu,các bánh răng ăn khớp tra
1

bảng 6.5[I] được Z m  274MPa 3
Z H :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH 

2
2
0

 1,76 (=20 theo TCVN)
o
sin 2 tw
sin 2.20

Z  : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng xác định như sau:

Z 

(4    )
khi    0
3

 a :hệ số trùng khớp ngang
 a  [1,88  3,2(

1
1
1
1
 )]  [1,88  3,2(  )]  1,719
Z1 Z 2
25 97

14


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
 Z 

(4  1,719)
 0,872
3

K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H  K H K H K Hv

Với K H :hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng,tra bảng 6.7[I]  K H  1,0354 (sơ đồ 6)
K H : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp. K H  1 (vì bánh răng thẳng)
Vận tốc vòng của bánh răng v  d w1 n1 / 60000

d w1 :đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)
2.a w
2.122

 50mm
u  1 3.88  1
 v  3,14.50.1425 / 60000  3,73(m / s ) <5 m/s .
d w1 

+Tra bảng 6.13[I] ta có:cấp chính xác động học =8
+Tra bảng 6.15[I] ta có :  H  0,004
+Tra bảng 6.16[I] ta có : g 0  56
Vậy ta tính được :
v H  0,004  56  3,73 

122
 4,685
3,88

K Hv :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K HV  1 

v H .bw .d w1
4,685.40,6.50
 1
 1,128
2T1 .K H .K H
2.35921.1,0354

 K H  1,128.1.1,0354  1,176

Vậy  H  274.1,76.0,872

2.35921.1,176(3,88  1)
 430,26 MPa
40,6.3,88.50 2

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
- Trong trường hợp tính chính xác ta có:

 H    H ( phan 2)  Z R .Z V .K XH
- Với v=3,73 < 5 (m/s)  ZV  1
- Với cấp chính xác động học là 8, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8
khi đó nhẵn bề mặt là Ra  2,5 1,25 m  Z R  0,95
- Với d a  700 (mm) suy ra K XH  1
 Vậy ta tính được :  H   500  1  0,95  1  475MPa
Vậy ra có  H   H  nên bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.
5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh tại chân răng
15


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
không vượt quá một giá trị cho phép:
 F1 

 F2

2T1 K F Y Y YF 1

 [ F 1 ]
bw d w1 m
 Y
 F 1 F 2  [ F 2 ]
YF 1

Trong đó: T1 -momen xoắn trên bánh chủ động, N.mm
m-mođun pháp,mm
bw -chiều rộng vành răng,mm
d w1 -đường kính vòng lăn bánh chủ động,mm
Y 

1



-hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

1
 0,58
1,719
Y  1 -hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y 

YF 1 , YF 2 -hệ số dạng răng của bánh 1 và 2,phụ thuộc vào số răng tương
đương ( z v1  Z1  25 và z v 2  Z 2  97 ),tra bảng 6.18[I]: YF 1  3,9, YF 2  3,6
K F -hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F  K F K F K Fv

Với K F - ,tra bảng 6.7[I] : K F  1,0808
K F -tra bảng 6.14[I] với bánh răng thẳng K F  1

K Fv -hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn
K Fv  1 

v F bw d w1
2T1 K F K F

aw
122
 0,011.56.3,73
 12,884
u
3,88
12,884.40,6.50
 K Fv  1 
 1,337
2.35921.1,0808.1
 hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F  1,337.1.1,122  1,5

Với v F   F g o v

Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
 F1 

2.35921.1,5.0,58.1.3,9
 60,039 MPa < [ F 1 ]  257,14MPa
40,6.50.2

Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng bị động:
 F2 

60,039.3,6
 55,42MPa < [  F 2 ]  236,57 MPa
3,9

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:
-Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép như sau:

 F 1   F 1( phan 2)  YR  YS  K XF
+ Với m=2 (mm) suy ra YS  1,08  0,0695. ln(2)  1
16


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
+ Do ta có d a  400 nên K XF  1
+ Th«ng th­êng ta còng cã YR  1
Vậy ta có :

 F 1   F 1( phan 2)  257,14 (MPa)
 F 2   F 2 ( phan 2)  236,57 (MPa)
- Từ kết quả tính được suy ra :
 F 1  60,039MPa   F 1  257,14MPa 
  Cặp bánh răng thỏa
 F 2  55,42MPa   F 1   236,50MPa 

mãn điều kiện bền uốn.
6.Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy,hãm máy) với
hệ số quá tải K qt 

Tmax
 2,2 .Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa
T

vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc
cực đại  H max không được vượt quá một giá trị cho phép:
 H max   H K qt  430,26 2,2  638,18MPa < [ H max ]  1624MPa  thỏa
mãn điều kiện
Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn
chân răng ứng suất uốn cực đại  F max phải thỏa mãn điều kiện:
 F max   F 2 K qt  55,42.2,2  121,924 MPa  [ F max ]  464MPa  thỏa mãn
điều kiện

Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh:
Khoảng cách trục(mm)
Mođun bánh răng(mm)
Tỉ số truyền
Chiều rộng bánh răng(mm)
Số răng của các bánh(chiếc)
Đường kính vòng chia(mm)
Đường kính vòng lăn(mm)
Đường kính đỉnh răng(mm)
Đường kính đáy răng(mm)
Đường kính cơ sở(mm)
Hệ số trùng khớp ngang
Góc prôfin gốc
Hệ số dịch chỉnh

a w  122

m2
u  3,88
bw  40,6  bw1  46; bw 2  41

Z 1  25, Z 2  97
d1  50; d 2  194
d w1  50; d w 2  194
d a1  54; d a 2  198
d f 1  45; d f 2  189

d b1  46,98; d b 2  182,3

   1,719
  20 o
x1  0 ; x2  0

17


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Lực ăn khớp(N)

F

2  T1 2  35921

 1436,84
d w1
50

2.2 Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm
1.Chọn vật liệu
-Tiến hành chọn vật liệu giống như vật liệu của cặp bánh răng thẳng ở cấp
nhanh.Cho nên ta không cần chọn lại vật liệu nữa.
2.Tính ứng suất cho phép
a.Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] :
tra bảng 6.2[I] ta chọn :
-Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở  Ho lim  2 HB  70
-Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S H  1,1
Vậy  Ho lim 1  2.250  70  570MPa
 Ho lim 2  2.230  70  530MPa

-Bộ truyền quay 1 chiều ,tải trọng không đổi nên hệ số xét đến ảnh hưởng
đặt tải K FC  1
-Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
N HO1  30 H HB

2, 4

 30.250 2, 4  1,7.10 7

 N HO 2  30.230 2, 4  1,4.10 7

-Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:
N HE  60.c.n.t 

Trong đó : n : số vòng quay trong 1 phút
t  :tổng số thời gian làm việc của bánh răng đang xét
t 

365.6.24.2
 17520 giờ
2.3

c:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay :c=1
 N HE1  60.1.367.17520=38,579.10 7
 N HE 2  60.1.103.17520  10,827.10 7 .Ta thấy N HE  N HO  K HL  1
-Ứng suất tiếp xúc cho phép: [ H ] 

 Ho lim
SH

.Z R .Z V .K XH .K HL

Tính sơ bộ lấy : Z R .Z V .K XH  1
570
 518,2MPa
1,1
530
+ Bánh lớn: [  H 2 ] 
 481,8MPa
1,1

+ Bánh nhỏ : [  H 1 ] 

Do đây là cặp bánh trụ răng nghiêng ăn khớp cho nên ứng suât tiếp xúc xác
định như sau:

18

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
[ H ]

[ H 1 ]  [ H 2 ] 518,2  481,8

 500MPa
2
2

-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ H 1 max ]  2,8. ch1  2,8.450  1260 MPa
[ H 2 max ]  2,8. ch 2  2,8.340  952 MPa

b.Ứng suất uốn cho phép [ F ]
-Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:
[ F ] 

 Fo lim .K FC .K XF .K FL .YR .YS
SF

Với :  Fo lim :ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
Hệ số an toàn khi tính về uốn S F  1,75
 Fo lim 1  1,8HB1  1,8.250  450MPa
 Fo lim 2  1,8.HB2  1,8.230  414MPa
K FC :hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải =1(quay 1 chiều)

-Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn:
N FO1  N FO 2  4.10 6 (mọi loại thép)
Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

N FE1  N HE1  38,579.10 7
N FE 2  N HE 2  10,827.10 7

Ta thấy N FE  N FO  Lấy K FL  1
YS :hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K XF :hệ số kể đến kích thước bánh răng,ảnh hưởng đến độ bền uốn
Lấy sơ bộ K XF YS YR  1
Do vậy: [ F ] 

 Fo lim
SF

 [ F 1 ] 
 [ F 2 ] 

 Fo lim 1
SF

 Fo lim 2
SF



450
 257,14 MPa
1,75



414
 236,5MPa
1,75

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ F 1 ]max  0,8 ch1  0,8.580  464MPa
[ F 2 ]max  0,8 ch 2  0,8.450  360 MPa

3.Tính sơ bộ khoảng cách trục
a.Công thức xác định khoảng cách trục a w 2
Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng bằng thép xác định từ điều kiện
bôi trơn ngâm dầu như sau:
aw2 

c  a w1
u1

 (u 2  1)
u2
(u1  1)

Ghi chú:
+ c

d 22
 (1,1 1,3)
d 21
19

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
+ a w1  122mm
+ u1  3,88 ; u 2  3,55
- Thay số ta được:
1,15  122
3,88

 (3,55  1)  142,97 mm
3,55
3,88  1
- Vậy ta chọn : a w 2  150mm
aw2 

b.Xác định các thông số ăn khớp
-Môđun:m=(0,01  0,02) a w =(1,43  2,86) tra bảng 6.8[I] chọn m=2 mm
-Xác định số răng Z1 , Z 2
+ Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc
nghiêng của mỗi bánh răng là  = 30  40. Vậy chọn sơ bộ  = 350  cos 
= 0,8191 khi đó:
+Số răng bánh nhỏ: Z1 

2  a w2  cos  2  150  0,8191

 27 ,chọn Z 1  27
m  u 2  1
2  3,55  1

răng
+Số răng bánh lớn: Z 2  u 2 Z1  3,55.27  95,85 ,chọn Z 2  96 răng
- Vậy ta tính được tổng số răng là : Z t  96  27  123 răng

 tỉ số truyền thực u 2 

Z 2 96

 3,55
Z 1 27

-Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau:
 (m  Z t ) 
 2  123 
 arccos(0,82)  34,9 0
  arccos 

 2  150 
 2a w 2 

  arccos 

4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:
H

2TII' K H (u 2  1)
 Z m Z H Z .
 [ H ]
bw .u 2 .d w21

Trong đó: TII'  70480 (N.mm)
Z m :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu,các bánh răng ăn khớp tra
1

bảng 6.5[I] được Z m  274MPa 3
Z H :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH 

2 cos  b
2.0,84
0

 1,5 (=20 theo TCVN)
o
sin 2 tw
sin 2.23,9

Trong đó:
 tw

 tg 20 0 
 tg w 
  23,9 0
  arctg 
  t  arctg 
 cos  
 0,82 
20


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
tg b  cos  t  tg  cos(23,9)  tg (34,9)  0,637

  b  arctg 0,637  32,49 0
 cos  b  0,848
 ba1 

bw1 40,6

 0,33
a w1 122

- Với cặp bánh răng ở cấp chậm ta chọn  ba 2  1,3 ba1  0,44
 bw 2 

 ba 2
2

 a w 2  0,22  150  33 (mm)

  bd 2  0,5 ba 2  u 2  1  0,5  0,44  4,55  1
( Vì với hệ bánh răng phân đôi nên ta phải lấy  ba' 2 

 ba 2
2

)

Z  : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng xác định như sau:

hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức 6.37 [I]:
 

bw  sin  33  sin 34,9 0

3
m.
2  3,14
  1

Vậy suy ra

nên ta có:
Z 

1





1
 0,84
1,42

Trong đó:



  cos 




1 
 1
   1,88  3,2      cos 34,9  1,42
 27 96 

 1
1

 Z1 Z 2

   1,88  3,2  

K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H  K H K H K Hv

Với K H :hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng
tra bảng 6.7[I] với  bd 2  1  K H  1,15 (sơ đồ 3)
K H : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp
Vận tốc vòng của bánh răng v  d w1 n1 / 60000
d w1 :đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)
d w1 

2.a w2
2.150

 65,93mm
u 2  1 3,55  1

 v  3,14.65,93.367 / 60000  1,266(m / s ) <4 m/s .

tra bảng 6.13[I] :chọn cấp chính xác 9
21


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
 Tra bảng 6.15[I] ta có:  H  0,002
 Tra bảng 6.16[I] ta có: g 0  73
Tra bảng 6.14[I]  K H  1,13
K Hv :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K HV  1 

v H .bw .d w1
2TII' .K H .K H

+Trong đó: v H   H .g 0 .v.

(*)

aw2
u2

v H  0,002  73  1,266 

150
 1,2
3,55

+ Với v H  1,2 thay vào (*) ta được:

K HV  1 

1,2  33  65,93
 1,01
140960
2
 1,15  1,13
2

+ Với K HV  1,01 ta tính được:
K H  K H K HV K H  1,15.1,01.1,13  1,3

2.

Vậy  H  274.1,5.0,84

140960
.1,3(3,55  1)
2
 441,7 MPa
33.3,55.65,93 2

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
-Trong trường hợp tính chính xác ta có :

 H    H  phan 2  Z R .Z V .K XH
- Với v=1,266 < 5 (m/s)  ZV  1
- Với cấp chính xác là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 khi đó độ
nhẵn bề mặt là Ra  10  40 m  Z R  0,9
- Với d a  700 (mm) suy ra K XH  1

 Vậy ta tính được:  H   500  1  0,9  1  450 (MPa)
Vậy ta có  H   H  nên bánh răng thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
Tuy nhiên trong trường hợp này ta có thể giảm chiều rộng bánh răng
thành:
2

2

 
 441,7 
bw  33 H   33
  31,8 (mm)

450




 H 

5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
-Để đảm bảo điều kiện bền uốn cho răng ,ứng suất sinh ra tại chân răng
không được vượt quá một giá trị cho phép:
22


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
2TII' K F Y YF 1
 [ F 1 ]
bw d w1 m

 Y
 F 1 F 2  [ F 2 ]
YF 1

 F1 

 F2

Trong đó: TII'  70480 N.mm
m-mođun pháp,mm
bw -chiều rộng vành răng,mm
d w1 -đường kính vòng lăn bánh chủ động,mm
Y 

1



-hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

1
 0,7
1,42
YF 1 , YF 2 -hệ số dạng răng của bánh 1 và 2,phụ thuộc vào số răng tương
Z
Z2
27
96
 48,9 và z v 2 


 174 ) và hệ số
đương ( z v1  31  3
3
cos  cos 34,9
cos  cos 3 34,9
Y 

dịch chỉnh,tra bảng 6.18[I]: YF 1  3,65, YF 2  3,6
K F -hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F  K F K F K Fv
Với K F - ,tra bảng 6.7[I] : K F  1,383
K F -tra bảng 6.14[I] K F  1 ,37
K Fv -hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn:
K Fv  1 

Với v F   F g o v

v F bw d w1
2TII' K F K F

aw
150
 0,006.73.1,266
 3,6
u
3,55

(  F , g o :tra bảng

6.15[I],6.16[I]).

 K Fv  1 

3,6.37,5.65,93
 1,03
2.70480.1,383.1,37

 hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F  1,383.1,37.1,03  1,95

Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
 F1 

2.70480.1,95.0,7.3,65
 142MPa
37,5.65,93.2

Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng bị động:
 F2 

142.3,6
 140 MPa
3,65

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép.
- Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép như sau:

 F    F  phantren  YR  YS  K XF
23


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ Với m=2 (mm) suy ra YS  1,08  0,0695. ln(2)  1
+ Do ta có d a  400 nên K XF  1
+ Ta cũng có YR  1
Vậy suy ra ta có :

 F 1( phantren )  257,14 (MPa)
 F 2 ( phan tren)  236,5 (MPa)
- Từ kết quả tính được suy ra :
 F 1  142   F 1  257,14MPa 
  Cặp bánh răng thỏa mãn điều
 F 2  140   F 2  236,50MPa 

kiện bền uốn.
6.Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy,hãm máy) với
hệ số quá tải K qt 

Tmax
 2,2 .Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa
T

vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc
cực đại  H max không được vượt quá một giá trị cho phép:
 H max   H K qt  422,3 2,2  626,37 MPa < [ H max ]  1260MPa  thỏa
mãn điều kiện
Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn
chân răng ứng suất uốn cực đại  F max phải thỏa mãn điều kiện:
 F max   F 2 K qt  142.2,2  312,4MPa  [ F max ]  360MPa  thỏa mãn điều
kiện

Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm:
Khoảng cách trục(mm)
Mođun bánh răng(mm)
Tỉ số truyền
Chiều rộng bánh răng(mm)
Góc nghiêng răng
Số răng của các bánh(chiếc)
Đường kính vòng chia(mm)
Đường kính vòng lăn(mm)
Đường kính đỉnh răng(mm)
Đường kính chân răng(mm)
Đường kính cơ sở(mm)
Hệ số trùng khớp ngang
Góc prôfin gốc

a w  150
m2
u  3,55
bw  31,8  bw1  37; bw 2  32

  34,9 o
Z 1  27, Z 2  96
d1  65,84; d 2  234
d w1  65,84; d w 2  234
d a1  69,84; d a 2  238
d f 1  60,84; d f 2  229

d b1  61,87; d b 2  219,88

   1,42
  20 o
24


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
 t  23,9 o

Góc prôfin răng
Hệ số dịch chỉnh

x1  0 ; x2  0

Lực ăn khớp(N)

F

2  TII'
2  70480

 2140,95
d w1
65,84

-Đường kính vòng chia :
d 1  d w1 

mZ 1
mZ 2
2.27

2.96

 65,84mm, d 2  d w 2 

 234mm
cos  cos 34,9
cos  cos 34,9

-Đường kính cơ sở:
d b1  d1 cos   65,84. cos 20  61,87mm, d b 2  d 2 cos   234. cos 20  219,88mm

-Đường kính vòng đỉnh răng :
d a1  d1  2m  65,84  2.2  69,84mm, d a 2  d 2  2m  234  2.2  238mm

-Đường kính vòng chân răng :
d f 1  d 1  2,5m  65,84  2,5.2  60,84mm, d f 2  d 2  2,5m  234  2,5.2  229mm

III.KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN
1.Kiểm tra điều kiện trạm trục:

II

I

III

a1

aw1

aw2
a2

Hình vẽ minh họa khoảng cách giữa các trục và bánh răng
Ta có: DIsb  120.3

P1
5,36
 120.3
 18,66 mm
n1
1425

DIIsb  120.3

P2
5,417
 120.3
 29,436 mm
n2
367

DIIIsb  120.3

P3
4,94
 120.3
 43,599 mm
n3
103

Vậy : a1  a w1 

d a1 DIsb
69,84 18,66

 122 

 96,41 mm >10mm
2
2
2
2
25