Đồ án môn chế tạo máy

I Tính toán hệ dẫn động
1.1 Chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công thức xác định P
ct
=
.
1000
F v
=
7750.0,52
1000
=4,03 Kw
Hiệu suất hệ dẫn động: η=∏ η
i
mi
Theo sơ đồ đề bài cho:
η=∏ η
i
mi
= η
xích
. η
o.l
m
. η
br
k
.
η
k

m: số cặp ổ lăn,m=4
k: số cặp bánh răng,k=2
Tra bảng 2.3 được các hiệu suất:
- hiệu suất ổ lăn được che kín: η
o.l
=0,99
- hiệu suất truyền của một cặp bánh răng được che kín: η
br
=0,97
- hiệu suất nối trục đàn hồi: η
k
=0,98
- hiệu suất xích để hở: η
xích
= 0,92
Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống:
η = η
xích
. η
o.l
4
. η
br
3
.
η
k
=0,92.0,99
4
.0,97

2
.0,98=0,81
Công suất tương đương của động cơ:
P
td
=
ct
P
η
=
4,03
0,81
=4,98 Kw
1.1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ
Chọn sơ bộ tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống là U
sb
.
Theo bảng 2.4 ( trang 21 ), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc hai
cấp. Bộ truyền ngoài bằng xích.
U
sb
=U
sbh
.U
sbx
=12.3=36
số vòng quay của trục xích tải:
n
lv
=

60000.
.
v
z p
=
60000.0,52
9.100
=34,67 vg/ph
Trong đó:
V: vận tốc xích tải
Z: số răng đĩa xích
P: bước xích tải
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
U
sbdc
=n
lv
.U
sb
=34,67.36=1248,12 vg/ph
Chọn động cơ: P
tđ
≤ P
dc
; n
dc
≈ n
sbdc
;
Tmm

T
≤
Tk
Tdn
;
Ta có: P
tđ
= 4,98 Kw; n
sbdc
= 1248,12 vg/ph;
Tmm
T
=1,4
Theo bảng phụ lục P1.3 ta chọn đông cơ là: 4A112M4Y3
Có các thông số:
P
dc
=5,5 Kw; n
dc
=1425 vg/ph;
Tk
Tdn
=2,0
1.2 Phân phối tỷ số truyền.
tỷ số truyền chung: u
c
=
dc
lv
n

n
=
1425
34,67
=41,10
chọn u
x
=3,125 suy ra: u
hộp
=
41,10
3,125
=12
ta có: u
h
=u
1
.u
2
trong đó:
u
1
: tỷ số truyền cấp nhanh
u
2
: tỷ số truyền cấp chậm
Mặt khác ta lại có: u
1
=(1,2÷1,3).u
2

chọn u
1
=4
u
2
=3
Tính lại u
xích
: u
x
=
1 2
u .u
c
u
=
41,10
4.3
=3,43
1.3 Xác định số vòng quay trên các trục
P
ct
=4,03 kw
P
III
=
ct
o.l x ch
P

.
í
η η
=
4,03
0,99.0,92
=4,42 kw
P
II
=
o.l
P
.
III
br
η η
=
4,42
0,99.0,97
=4,60 kw
P
I
=
o.l
P
.
II
br
η η
=

4,60
0,99.0,97
=4,79 kw
P
dc
=
o.l
P
.
I
k
η η
=
4,79
0,99.0,98
=4,94 kw;
1.3.1 Số vòng quay trên các trục.
n
dc
=1425 vg/ph
n
I
= n
dc
=1425
n
II
=
I
1

n
u
=
1425
4
= 365,25 vg/ph
n
III
=
2
II
n
u
=
365,25
3
= 118,75 vg/ph
n
lv
=
III
xich
n
u
=
118,75
3,43
= 34,67 vg/ph
1.3.2 Mômen trên các trục động cơ ( I,II,III) của hệ dẫn động.
T

dc
=9,55.10
6
.
dc
dc
P
n
=9,55.10
6
.
4,94
1425
=33106 Nmm
T
1
= 9,55.10
6
.
P
n
I
I
= 9,55.10
6
.
4,79
1425
=32101 Nmm
T

2
=9,55.10
6
.
P
n
II
II
= 9,55.10
6
.
4,60
356,25
=123312 Nmm
T
3
= 9,55.10
6
.
P
n
III
III
=9,55.10
6
.
4,42
118,75
=355461 Nmm
T

ct
=9,55.10
6
.
P
n
ct
ct
=9,55.10
6
.
4,03
34,67
=1110680 Nmm
1.4 Bảng kết quả tính:
T r ục
Thông
số
I II III trục công tác
U Khớp nối u
1
=4 u
2
=3 u
x
=3,43
P (Kw) 4,94 4,79 4,60 4,42 4,03
n (vg/ph) 1425 1425 356,25 118,75 34,67
T (Nmm) 33106 32101 123312 355461 1110080
II Thiết kế bộ truyền xích

2.1 Các thông số đầu vào:
Công suất trục chủ
động
4,42 Kw
Số vòng quay đầu
vào
118,75 vòng/phút
Tỷ số truyền 3,43
Góc nối tâm bộ
truyền
0
0
Số ca làm việc 2
Đặc tính làm việc Va đập nhẹ
Tải mở máy T
mm
= 1,4T
1
2.2 Chọn loại xích
Do tải trọng nhỏ, số vòng quay thấp
⇒
chọn xích con lăn.
2.3 Xác định thông số bộ truyền
Theo bảng 5.4 với u=3,43. Chọn số răng đĩa xích nhỏ: Z
x1
=25
Số răng đĩa xích lớn Z
x2
=Z
x1

.u
x
=25.3,43=85,75< 120=Z
max
.
Theo công thức 5.3 công suất tính toán:
P
t
=p.k.k
z
.k
n
k
z
=25/Z
1
=1
k
n
=n
o
/n
1
=50/118,75=0,42
Theo công thức 5.4:
k=k
o.
k
a
.k

dc
.k
d
.k
c
.k
bt
=1.1.1.1,2.1,25.1,3=1,95
Trong đó:
k
o
=1, đường tâm của đĩa xích nằm ngang
k
a
=1, chọn a=40p
k
dc
=1, điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích
k
d
=1,2 va đập nhẹ
k
c
=1,25 bộ truyền làm việc 2 ca
k
bt
=1,3 môi trường làm việc có bụi, ở chế độ bôi trơn II
Do đó: p
t
=4,42.1,95.1.0,42=3,62 Kw

Theo bảng 5.5 với n
01
= 50 vòng/ phút, chọn bộ truyền xích một dãy có
bước xích: p=31,75 mm.
thoả mãn điều kiện bền mòn p
t
< [p]=5,03 Kw
Khoảng cách trục:a=40p=40.31,75=1270 mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
x=
2a
p
+ 0,5.(z
1
+z
2
) +
( )
2
1 2
2
z z .p
4 .a
π
−
=
= 80 + 0,5.(25+86) +
( )
2
2

25 86 .31,75
4.3,14 .1270
−
= 80 + 55,5 + 2,36 = 137,86
Lấy số mắt xích là 138
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13
a=0,25.p.{x
c
-0,5.(z
1
+z
2
)+
( ) ( )
2
2
c- 1 2 1 2
x 0,5. z z 2.[ z z / ]
π
− + − − 
 
}
=0,25.31,75.{138-0,5.(25+86)+
( ) ( )
2
2
138 0,5. 25 86 2.[ 25 86 / ]
π
− + − − 
 

}
=1272,31 mm
Để xích không quá căng, giảm a một lượng Δa=0,003.a=3,82 mm
do đó: a=1268,50
Số lần va đập của xích theo công thức 5.14
i=
1 1
z n
15.x
=
25.118,75
15.138
=1,43 < [i] = 20 ( thoả mãn )
Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo 5.15 hệ số an toàn của xích
S= Q/( k
d
.F
t
+F
0
+F
v
)
Theo bảng 5.2 tải trọng phá huỷ ứng với p=31,75 là Q=88500 N, khối
lượng của 1m xích là q=3,8 kg.
chọn k
d
=1,2 do Tmm=1,4T1
v=

1 1
z .p.n
60000
=
25.31,75.118,75
60000
=1,57 m/s
F
t
= q.v
2
= 3,8.1,57
2
= 9,36 N
F
0
= 9,81.k
f
.q.a=9,81.6.3,8,1,27=284 N
Trong đó k
f
=6 ứng với bộ truyền nằm ngang
S=
( )
88500
1,2.2815 9,36 284+ +
=24
Theo bảng 5.10 [s]=8,5. Kết luận: đảm bảo bền cho xích.
2.5 Đường kính đĩa xích
Theo công thức 5.17 & bảng 13.4

d
1
=p/sin(
π
/z
1
)=31,75/sin(3,14/25)=253,45 mm
d
2
=p/sinh(
π
/z
2
)=31,75/sin(3,14/86)=869,78 mm
da
1
=p.[0,5+cotg(
π
/z
1
)]=31,75.[0,5+cotg(3,14/25)] =267,33 mm
da
2
= p.[0,5+cotg(
π
/z
2
)]= 31,75.[0,5+cotg(3,14/86)] =885,07 mm
r=0,5025.d
1

+0,05=0,5025.19,05+0,05=9,622 mm
( theo bảng 5.2 có d
1
=19,05 mm )
df
1
=d
1
-2r=253,45-2.9,62=234,21 mm
df
2
=d
2
-2r=869,78-2.9,62=850,54 mm
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức:
б
H1
=0,47.
( )
5
0,42. 2815.1 4,94 .2,1.10
262.1
+
=457,9 Mpa
F
vd
=13.10
-7
.n
1.

p
3
.m=13.10
-7
.118,75.31,75
3
.1=4,94
Kr=0,42
E=2,1.10
5
Mpa
A=262 mm
2
theo bảng 5.12
k
d
=1, xích 1 dãy
Vậy ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được
ứng suất cho phép [б
H
]=600 Mpa đảm bảo được độ bền tiếp xúc
cho đĩa 1.
2.6 Lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20:
Fr=k
x
.F
t
=1,15.2815=3237 N
với k

x
=1,15 do bộ truyền nằm ngang, hoặc bé hơn 40
0
2.7 Bảng kết quả tính:
Các thông số Đĩa xích 1 Đĩa xích 2
Số răng Z 25 86
Đường kính vòng chia d(mm) 253,45 869,78
Đường kính vòng đỉnh răng d
a
(mm) 267,33 885,07
Đường kính vòng đáy răng d
f
(mm) 234,21 850,54
Bước xích p (mm) 31,75
Số mắt xích 138
Khoảng cách trục (mm) 1268,50
Hệ số an toàn S 24
Lực vòng F
t
(N) 2815
Lực tác dụng lên trục (N) 3237
III Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc
Các thông số:
P
I
(kw) 4,79 n
1
( vg/ph) 1425
P
II

(kw) 4,60 n
2
(vg/ph) 356,25
T
I
(Nmm) 32101 u
1
4
T
II
(Nmm) 123312 u
2
3
Thời gian phục vụ: l
h
=14000 giờ
A. Phần tính toán chung.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong
các khâu thiết kế nên ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như
nhau.
3.1 Chọn vật liệu.
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241÷285 có б
b1
=850 Mpa;
б
ch1
= 580 Mpa. Chọn HB1= 245 (HB).
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192…240 có б
b2
=780

Mpa; б
ch2
=450 Mpa. Chọn HB2=230 (HB).
3.2 Xác định ứng suất cho phép.
[б
H
]=( б
0
Hlim
/ S
H
).Z
R
.Z
V
.K
xH
.K
HL
chọn sơ bộ: Z
R
.Z
V
.K
xH
=1 → [б
H
]= б
0
Hlim

.K
HL
/ S
H
S
H
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc; S
H
=1,1
б
0
Hlim
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
б
0
Hlim
= 2.HB+ 70
suy ra:
б
0
Hlim1
= 2.245+70=560 Mpa
б
0
Hlim2
=2.230+70=530 Mpa
б
0
Flim1
=1,8.245=441 Mpa

б
0
Flim2
=1,8.230=414 Mpa
K
HL
=
H
m
HO HE
N / N
với m
H
=6
m
H
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc.
N
HO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
N
HO
=30.H
2,4
HB
H
HB
: Độ rắn Brinen.
N
Ho1

=30.245
2,4
= 1,6.10
7
N
Ho2
=30.230
2,4
=1,4.10
7
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
N
HE
= 60.
j
j
c.n
u

i
t
∑
( )
3
i 1 i ck
T / T .t / t
∑
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay

T
i
;n
i
;t
i
: Lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.
N
HE
=60.
1
1
c.n
u
i
t
∑
( )
3
i 1 i ck
T / T .t / t
∑
N
HE2
=60.1.
356,25
3
.14000.(1
3

.4/8+0,6
3
.3/8)=16,2.10
7
> N
H02
=1,4.10
7
Do đó k
HL2
=1
Suy ra: N
HE1
> N
H01
nên k
HL1
=1.
Như vậy theo 6.1a sơ bộ xác định được:
[б
H
]= s
0
Hlim
.K
HL
/б
H
⇒

[б
H
]
1
=
560.1
1,1
=509 Mpa
[б
H
]
2
=
530.1
1,1
=482 Mpa
Với bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm bánh trụ răng thẳng : [б
H
]=482
Mpa
Theo 6.7
N
Fei
=60.c.
( )
6
i 1 i i
T / T .n .T
∑

N
FE2
= 60.1.
356,25
3
.14000.(1
6
.4/8+0,6
6
.3/8)=5,2.10
7
.
Vì N
FE2
=5,2.10
7
> N
F0
=4.10
6
nên K
FL2
=1
Suy ra N
FE1
> N
F0
do đó K
FL1
=1

Từ đó theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
=1 ta có:
[б
F
]= s
0
Flim
.K
FC
.K
FL
/б
F
[б
F1
]= 441.1.1/1,75=252 Mpa
[б
F2
]= 414.1.1/1,75= 237 Mpa,
ứng suất quá tải cho phép: theo 6.13 và 6.14 ta có:
[б
H
]
max
= 2,8.б
ch2
=2,8.450=1260 Mpa
[б
F1

]
max
= 0,8. б
ch1
=0,8.580=464 Mpa
[б
F2
]
max
= 0,8. б
ch2
=0,8.450=360 Mpa
B. Thiết kế các bộ truyền
Tính bộ truyền cấp nhanh (bánh răng thẳng):
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
a
w1
=k
a
.(u
1
+1)
[ ]
1 H
3
2
H 1 ba
T .K
.u .б
β

Ψ

T
1
: Mômen xoắn trên trục động cơ, T
1
=32101 Nmm
k
a
: Hệ số phụ thuộc vào loại răng, k
a
=49,5 (răng thẳng)
Hệ số
ba
Ψ
=b
w
/a
w
; chọn theo dãy tiêu chuẩn có

ba
Ψ
=0,3
⇒
bd
Ψ
=0,53.
ba
Ψ

(u
1
+1)=0,53.0,3.(4+1)=0,795
Do đó theo bảng 6.7 ứng với sơ đồ 3, K
Hβ
=1,12
[б
H
]=482 Mpa
Thay số vào ta được khoảng cách trục sơ bộ:
a
w1
=49,5.(4+1)
3
2
32101.1,12
482 .4.0,3
=125,04 mm
3.4 Xác định các thông số ăn khớp
Môđun m:
m = (0,01÷0,02). a
w1
=(0,01÷0,02).125,04=1,25÷2,5
Chọn m=2 mm
Số răng của bánh răng nhỏ tính sơ bộ:
z
1
=
( )
w1

1
2.a
. u 1m +
=
2.125,04
2.(4 1)+
=25,01
Lấy z
1
=25,
Số răng của bánh lớn: z
2
=u
1
.z
1
=4.25=100
z
2
=100
tổng số răng của cả hai bánh: z
t
=z
1
+z
2
=25+100=125
tỷ số truyền thực tế là 4, sai số tỷ số truyền = 0.
Khoảng cách trục được tính lại: a
w

=m.z
t
/2=2.125/2=125 mm
Khi z
1
=25 <30 nhưng không yêu cầu đảm bảo khoảng cách trục mà
muốn dịch chỉnh để cải thiện chất lượng ăn khớp, dùng dịch chỉnh góc
với:
x
1
=x
2
=0,5 ; x
1
+x
2
=1 ; k
x
=

t
t
1000x
z
=
1000.1
125
=8
tra bảng 6.10b, k
y

=0,41
⇒
hệ số giảm đỉnh răng : Δy=
y t
k .z
1000
=
0,41.125
1000
=0,05
khoảng cách trục: a
w1
=(
t
0,5.z
cos
β
+ x
t
- Δy).m = (
0,5.125
cos0
+1-0,05).2=126,9
mm
Theo 6.27 góc ăn khớp:
Cos a
tw
=
t
w

z . . osa
2a
m c
=
0
125.2.Cos20
2.125
=0,9396
⇒
a
tw
=20
0
3.5 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền
Yêu cầu cần được đảm bảo:
б
H
=Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
( )
1 H m
3
2
w w m
2.T .K . u 1

b .d .u
+
≤ [б
H
]
Z
M
: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu Z
M
= 274 Mpa
1/3
Z
H
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng?
k
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
b
w
: chiều rộng của vành răng , b
w1
=
ba
Ψ
. a
w1
=0,3.125=37,5 mm
d
w
: đươờng kính vòng lăn của bánh răng nhỏ (bánh chủ động).

d
w
=2. a
w
/(u
m
+1)=2.125/(4+1)=50 mm
T
1
=32101 Nmm
Góc prôfin răng ăn khớp:
Z
H
=
b
tw
2cos
sin2a
β
=
0
2.1
sin2.20
=1,764
ε
a
=[1,88-3,2(1/z
1
+1/z
2

)] =[1,88-3,2(1/25+1/100)]=1,72
Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng của trùng khớp răng
z
ε2
=
( )
a
4
3
ε
−
=
4 1,72
3
−
=0,872
vận tốc vòng: v=
w1 1
.d .n
60000
π
=
.50.1425
60000
π
=3,73 m/s
theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8.
Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch
bước răng g
0

=56
Theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8
Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch
bước răng g
0
=56
Theo bảng 6.15 δ
H
=0,006
V
H
= δ
H
.g
0
.v.
w1
m1
a
u
=0,006.56.
125
4
=7,01
Do đó theo 6.14 ta có hệ số ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện
trong vùng ăn khớp:
K
HV
=1+
H w1 w1

1 H Ha
v .b .d
2.T .k . k
β
=1+
7,01.37,5.50
2.32101.1,12.1
=1,183
k
H
= k
Hβ
.k
Ha
.k
Hv
=1,12.1.1,183=1,32
thay các giá trị:
б
H
=274.1,764.0,872.
2
2.32101.1,32.(4 1)
37,5. 50 .4
+
=448 Mpa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:[б
H
]=[б
H

].Z
R
.Z
V
.Z
xH
.
với v=3,73 m/s
⇒
Z
V
=1 ( vì v < 5 m/s ),
cấp chính xác động học là 8, chọn ,mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó
cần gia công đạt độ nhám là R
Z
=10÷40 μm. Do đó R
Z
=0,90.
với d
a
<700 mm
⇒
K
xH
=1
⇒
:[б
H
]=[б
H

].Z
R
.Z
V
.Z
xH
=448.0,9.1.1=403 Mpa
Như vậy б
H
<[б
H
] bánh răng đủ bền tiếp xúc.
3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo 6.43
б
F
=2.T
1
.K
F
.Y
ε
.Y
F1
/(b
w
.d
w3
.m)
Xác định các thông số:

Theo bảng 6.7 K
Hβ
=1,24
K
Ha
=1
Tra bảng 6.16 g
0
=56
Theo công thức 6.65[1] ta có
1 1
1 F1
1
2. . . . .
[ ]
0,85. .
F F
F
m tm
T K Y Y Y
d m
ε β
σ σ
= ≤
;
2
2 1 F2
1
. [ ]
F

F F
F
Y
Y
σ σ σ
= ≤

Với :
0,25
be
K
=
, ta có :
K .
0,25.4
0,57
2 K 2 0,25
be
be
U
= =
− −
tra bảng 6.21[1] với bánh
răng côn lắp trên ổ đũa (tương đương sơ đồ I) và HB < 350 ta được :
K 1,25
F
β
=
;
1

32101 ( . )T N mm
=
Tra bảng 6.15[1] và 6.16[1] ta có
0,016
F
δ
=
;
0
56g
=
, theo công thức
6.68a[1] thì :

1
0
.( 1)
45,5.(4 1)
. . . 0,016.56.2,85. 19,2 ( / )
4
m
F F
d U
v g v m s
U
δ
+
+
= = =
Theo công thức 6.68[1] ta có :

1
1
. .
19,2.26.45,5
1 1 1,335
2. . . 2.27092.1,25.1
F m
FV
F F
v b d
K
T K K
β α
= + = + =
Vậy hệ số tải trọng khi tính về độ bền uốn, theo công thức 6.67[1] :
. . 1,25.1.1,335 1,67
F F F Fv
K K K K
β α
= = ≈
Ta có :
1Y
β
=
;
1 1
0,578
1,73
Y
ε

α
ε
= = =

Tra bảng 6.18[1] được :
1
3,45
F
Y
=
;
2
3,54Y
=
Vậy ứng suất uốn của cặp bánh răng :

( )
1 1
1
1
2. . . . .
2.27092.1,67.0,578.1.3,45
102,5
0,85. . . 0,85.26.45,5.1,75
F F
F
m tm
T K Y Y Y
MPa
b d m

ε β
σ
= = =

( )
2
2 1
1
3,54
. 102,5. 105
3,45
F
F F
F
Y
MPa
Y
σ σ
= = =
Vậy :
1 1
[ ]=268 ( )
F F
MPa
σ σ
≤
;
2 2
[ ]=257 ( )
F F

MPa
σ σ
≤
nên đảm bảo về độ
bền uốn.
3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
Theo công thức 6.48[1] với
ax
2,2
m
qt
T
K
T
= =
thì :

ax H max
. 520. 2,2 771 [ ] 1624
Hm H qt
K MPa MPa
σ σ σ
= = = < =
Theo công thức 6.49[1] ta có :

1 ax 1 F1 max
. 102,5.2,2 225,5 [ ] 464
F m F qt
K MPa MPa
σ σ σ

= = = < =

2 ax 2 F2 max
. 105.2,2 231 [ ] 464
F m F qt
K MPa MPa
σ σ σ
= = = < =
Tính toán bộ truyền cấp chậm ( bánh răng trụ răng
thẳng)
3.8 Xác định khoảng cách trục sơ bộ:
a
w2
=k
a
.(u
2
+1)
[ ]
2 H
3
2
H 2 ba
T .K
.u .б
β
Ψ

T
2

: Mômen xoắn trên trục động cơ, T
2
=123312 Nmm
k
a
: Hệ số phụ thuộc vào loại răng, k
a
=49,5 (răng thẳng)
Hệ số
ba
Ψ
=b
w
/a
w
; chọn theo dãy tiêu chuẩn có

ba
Ψ
=0,4
⇒
bd
Ψ
=0,53.
ba
Ψ
(u
1
+1)=0,53.0,4.(3+1)=0,848
Do đó theo bảng 6.7 ứng với sơ đồ 5, K

Hβ
=1,05
u
2
=3
[б
H
]=482 Mpa
Thay số vào ta được khoảng cách trục sơ bộ:
a
w2
=49,5.(3+1)
3
2
123312.1,05
482 .3.0,4
=153,33 mm
lấy a
w2
=155 mm
3.9 Xác định các thông số ăn khớp
Môđun m:
m = (0,01÷0,02). a
w1
=(0,01÷0,02).153,33=1,5÷3,0
Chọn m=2,5 mm
Số răng của bánh răng nhỏ tính sơ bộ:
z
1
=

( )
w2
2
2.a
. u 1m +
=
2.153,33
2.(3 1)+
=30,66
Lấy z
3
=31,
Số răng của bánh lớn: z
4
=u
1
.z
3
=3.31=93
Z
4
=100
tổng số răng của cả hai bánh: z
t
=z
3
+z
4
=31+93=124
tỷ số truyền thực tế là 3, sai số tỷ số truyền = 0.

Khoảng cách trục được tính lại: a
w2
=m.z
t
/2=2,5.124/2=155 mm
Khi z
1
=31 >30 không cần dịch chỉnh
Theo 6.27 góc ăn khớp:
Cos a
tw
=
t
w
z . . osa
2a
m c
=
0
124.2,5.Cos20
2.155
=0,9396
⇒
a
tw
=20
0
3.10 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền
Yêu cầu cần được đảm bảo:
б

H
=Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
( )
1 H m
3
2
w w m
2.T .K . u 1
b .d .u
+
≤ [б
H
]
Z
M
: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu Z
M
= 274 Mpa
1/3
Z
H
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng?
k
H

: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
b
w
: chiều rộng của vành răng , b
w1
=
ba
Ψ
. a
w1
=0,3.125=37,5 mm
d
w
: đươờng kính vòng lăn của bánh răng nhỏ (bánh chủ động).
d
w
=2. a
w
/(u
m
+1)=2.125/(4+1)=50 mm
T
1
=32101 Nmm
Góc prôfin răng ăn khớp:
Z
H
=
b
tw

2cos
sin2a
β
=
0
2.1
sin2.20
=1,764
ε
a
=[1,88-3,2(1/z
1
+1/z
2
)] =[1,88-3,2(1/25+1/100)]=1,72
Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng của trùng khớp răng
z
ε2
=
( )
a
4
3
ε
−
=
4 1,72
3
−
=0,872

vận tốc vòng: v=
w1 1
.d .n
60000
π
=
.50.1425
60000
π
=3,73 m/s
theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8.
Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch
bước răng g
0
=56
Theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8
Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch
bước răng g
0
=56
Theo bảng 6.15 δ
H
=0,006
V
H
= δ
H
.g
0
.v.

w1
m1
a
u
=0,006.56.
125
4
=7,01
Do đó theo 6.14 ta có hệ số ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện
trong vùng ăn khớp:
K
HV
=1+
H w1 w1
1 H Ha
v .b .d
2.T .k . k
β
=1+
7,01.37,5.50
2.32101.1,12.1
=1,183
k
H
= k
Hβ
.k
Ha
.k
Hv

=1,12.1.1,183=1,32
thay các giá trị:
б
H
=274.1,764.0,872.
2
2.32101.1,32.(4 1)
37,5. 50 .4
+
=448 Mpa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:[б
H
]=[б
H
].Z
R
.Z
V
.Z
xH
.
với v=3,73 m/s
⇒
Z
V
=1 ( vì v < 5 m/s ),
cấp chính xác động học là 8, chọn ,mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó
cần gia công đạt độ nhám là R
Z
=10÷40 μm. Do đó R

Z
=0,90.
với d
a
<700 mm
⇒
K
xH
=1
⇒
:[б
H
]=[б
H
].Z
R
.Z
V
.Z
xH
=448.0,9.1.1=403 Mpa
Như vậy б
H
<[б
H
] bánh răng đủ bền tiếp xúc.
3.11 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo công thức 6.65[1] ta có
1 1
1 F1

1
2. . . . .
[ ]
0,85. .
F F
F
m tm
T K Y Y Y
d m
ε β
σ σ
= ≤
;
2
2 1 F2
1
. [ ]
F
F F
F
Y
Y
σ σ σ
= ≤

Với :
0,25
be
K
=

, ta có :
K .
0,25.4
0,57
2 K 2 0,25
be
be
U
= =
− −
tra bảng 6.21[1] với bánh
răng côn lắp trên ổ đũa (tương đương sơ đồ I) và HB < 350 ta được :
K 1,25
F
β
=
;
1
27092 ( . )T N mm
=
Tra bảng 6.15[1] và 6.16[1] ta có
0,016
F
δ
=
;
0
56g
=
, theo công thức

6.68a[1] thì :

1
0
.( 1)
45,5.(4 1)
. . . 0,016.56.2,85. 19,2 ( / )
4
m
F F
d U
v g v m s
U
δ
+
+
= = =
Theo công thức 6.68[1] ta có :
1
1
. .
19,2.26.45,5
1 1 1,335
2. . . 2.27092.1,25.1
F m
FV
F F
v b d
K
T K K

β α
= + = + =