THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TRỤC VÍT BÁNH VÍT, THS. ĐOÀN YÊN THẾ

Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Mục lục :
Lời nói đầu
Phần 1 : Chọn động cơ dẫn động
Phần 2 : Phân phối tỷ số truyền
Phần 3 : Thiết kế các bộ truyền
I , Thiết kế bộ truyền trục vít bánh vít cấp nhanh :
1, Chọn vật liệu chế tạo
2, ứng suất cho phép
3, Thiết kế bộ truyền trục vít bánh vít
4, Kiểm nghiệm bền bộ truyền trục vít bánh vít
II, Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm
1, Vật liệu chế tạo bánh răng
2, ứng suất cho phép
3, Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
4, Kiểm nghiệm bền bộ truyền bánh răng trụ
Phần 4 : Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ để hở
I, Vật liệu chế tạo bộ truyền ngoài
II, Tính toán ứng suất cho phép
III, Thiết kế bộ truyền
IV, Kiểm nghiệm bộ truyền theo độ bền uốn
V, Kiểm nghiệm bền tiếp xúc và quá tải
VI, Các thông số cơ bản của bộ truyền
Phần 5 : Thiết kế trục
I, Chọn vật liệu
II, Tính thiết kế trục
1, Xác định các lực tác dụng lên trục
2, Tính sơ bộ trục

3, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
4, Xác định chiều dài và đờng kính các đoạn trục
III, Tính chọn then
1, Chọn then .
2, Kiểm tra bền then
IV, Kiểm nghiệm bền mỏi trục về độ bền mỏi
Trang 1

Trang
3
4
7
9
9
9
10
12
13
17
17
17
20
22
29
29
29
31
32
34
34

35
35
35
35
37
38
40
48
48
49
50

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

V, Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
Phần 6 :Tính chọn ổ lăn
I, Chọn loại ổ lăn
II, Chọn cấp chính xác ổ lăn
III, Chọn kích thớc ổ lăn
1, Chọn ổ theo khả năng tải động
IV, Các biện pháp công nghệ của ổ lăn
1, Gối đỡ ổ
2, Cố định ổ trên trục
3, Cố định ổ trong vỏ hộp giảm tốc

4, Điều chỉnh khe hở ổ lăn
5, Bôi trơn ổ lăn
6, Lót kín các bộ phận của ổ
V, Thiết kế khớp nối trục
Phần 7 : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
I, Chọn bề mặt ghép nắp và thân
II, Xác định các kích thớc cơ bản của vỏ hộp
III, Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp
1, Bu lông móc vòng hoặc móc vòng
2, Chốt định vị
3, Cửa thăm
4, Nút thông hơi
5, Nút tháo dầu
6, Kiểm tra mức dầu
Phần 8 : Lắp ghép , dung sai
I, Chọn cấp chính xác
II, Kiểu lắp và dung sai của các tiết máy quay trên trục
III, Kiểu lắp và dung sai lắp ghép ổ lăn
IV, Kiểu lắp và dung sai mối ghép then
V, Dung sai hình dáng và vị trí bề mặt

Trang 2

55
57
57
57
58
58
64

64
64
64
65
65
66
66
67
67
67
69
69
69
70
71
71
72
73
73
73
74
74
75

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Lời nói đầu :
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong
nhiều chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ bản
về kết cấu máy .
Đồ án môn học thiết kế hệ dẫn động cơ khí là sự áp dụng những kiến
thức đã học đợc vào việc đi thiết kế một hệ dẫn động cụ thể. Qua đồ án
giúp em có một cái nhìn cụ thể hơn về ngành nghề cơ khí nói chung và chế
tạo máy nói riêng.
Trong quá trình thực hiện đồ án em rất cảm ơn sự giúp đỡ nhiệt tình của
Th.sỹ Đoàn Yên Thế. Sự giúp đỡ của thầy đã giúp em có thể nhanh chóng
hoàn thành nhiệm vụ . Khi thiết kế em cũng đã tham khảo tài liệu tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( 2 tập ) của PGS.PTS Trịnh Chất và PTS Lê
Văn Uyển .

Trang 3

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Phần 1 : Chọn động cơ dẫn động.
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ
là giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Trong trờng
hợp dùng hộp giảm tốc và động cơ biệt lập, việc chọn đúng loại động cơ

ảnh hởng rất nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng nh các
bộ truyền ngoài hộp. Muốn chọn đúng loại động cơ cần hiểu rõ đặc tính và
phạm vi sử dụng của từng loại đồng thời cần chú ý đến các yêu cầu làm
việc cụ thể của thiết bị cần đợc dẫn động .
Trong các loại động cơ điện ta nhận thấy động cơ điện ba pha không
đồng bộ rôto ngắn mạch có các đặc điểm sau : Kết cấu đơn giản, giá thành
tơng đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy , có thể mắc trực tiếp vào lới điện
ba pha không cần biến đổi dòng điện .
Nhng nó lại có nhợc điểm : Hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với
động cơ ba pha đồng bộ ), không điều chỉnh đợc vận tốc (so với động cơ
điện một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn ).
Nhờ có nhiều u điểm cơ bản trên , động cơ xoay chiều ba pha không
đồng bộ rôto ngắn mạch đợc sử dụng phổ biến trong các ngành công
nghiệp. Để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải , thùng
trộn ...ta sử dụng loại động cơ này.
Để chọn động cơ ta tiến hành theo các bớc sau đây :
- Tính công suất cần thiết của động cơ;
- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ ;
- Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu
về quá tải, mômen mở máy và phơng pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thớc động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế .
1, Xác định công suất động cơ :
Pct = Pt/t .
( 1- 1 ).
Với t = 1.2.3.43 ( 1- 2 ) gọi là hiệu suất của toàn bộ bộ truyền .
1- hiệu suất của bộ truyền ngoài;
2- hiệu suất của bộ truyền trục vít bánh vít ;
3- hiệu suất của bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc ;
Trang 4

SVTH : Lê Quốc Hng

Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

4- hiệu suất của 1 cặp ổ lăn .
Tra bảng 2-3 trang 19 sách thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( TKHDĐCK )
tập 1, ta đợc các giá trị sau : 1 = 0,93
2 = 0,80
3 = 0,96
4 = 0,99
Thay vào ( 1- 2 ) ta đợc : t = 0,6930
Xác định công suất tính toán : Theo đề ra thì công suất dẫn động lò
quay là P = 6 KW ; tải trọng không đổi trong quá trình làm việc và chịu va
đập nhẹ . Nh vậy ta lấy công suất dẫn động lò quay là công suất thiết kế .
Thay Pt = 6 Kw , t = 0,6930 vào công thức ( 1- 2 ) ta thu đợc : Pct =
8,658 Kw .
2, Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
nsb = nlv.ut .
( 1- 3 )
nlv là số vòng quay của bộ công tác ;
ut là tỷ số truyền của hệ thống dẫn động .
Ta lấy số vòng quay của lò quay là số vòng quay làm việc , nh vậy : nlv
= 9 ( vòng/phút ) .
ut = uh.un .
( 1- 4 )
Trong đó uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc , còn un là tỷ số truyền của
bộ truyền ngoài .

Tra bảng 2- 4 trang 21 sách TKHDĐCK tập 1 , ta chọn :
uh = 80 ; un = 4
Thay vào ( 1- 4 ) ta đợc : ut = 80.4 = 320 .
Thay ut = 320 ; nlv = 9 ( vòng/phút ) vào công thức ( 1- 3 ) ta đợc nsb = 9
. 320 = 2880 ( vòng/phút ).
Nh vậy với các kết quả tính đợc : Pct = 8,658 Kw ; nsb = 2880 và dựa vào
phụ lục P1.3 trang 236 sách TKHDĐCK tập 1 ta chọn động cơ có số hiệu
4A132M2Y3 .
Các thông số cơ bản của động cơ 4A132M2Y3: n sb = 3000 vòng/phút .
Pđc = 11 Kw ,
nđc = 2907 ( vòng/phút ),
cos = 0,90
Trang 5

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

= 88,0 % ,
Tmax/Tdn = 2,2 ; Tk/Tdn = 1,6 .
Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ :
Tk/Tdn = 1,6 > Tmm/T = 1,3 .
Nh vậy động cơ 4A132M2Y3 là phù hợp .

Trang 6

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Phần 2 : Phân phối tỷ số truyền của toàn bộ
hệ thống .
1, Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống :
Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống đợc xác định theo công thức sau :
ut = nđc/ nlv = 2907/9 = 323 .
Với sai số cho phép của vận tốc là = 6 % .
2, Phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài :
ut = uh.un
( 2- 1 )
Do bộ truyền ngoài là bộ truyền bánh răng nên ta chọn u n = 4 dựa vào
bảng 2- 4 trang 21 sách TKHDĐCK tập 1. Còn tỷ số truyền trong hộp giảm
tốc đợc xác định dựa vào công thức ( 2- 1 )
Thay ut = 323 và un = 4 vào công thức ( 2-1 ) ta đợc :
uh = 80,75 .
3, Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc :
Tỷ số truyền trong hộp giảm tốc đợc tính theo công thức :
uh = u1. u2
(2-2).
Trong đó : u1 là tỷ số truyền của cấp nhanh giữa trục vít - bánh vít .
u2 là tỷ số truyền của cấp chậm : hai bánh răng trụ .
Theo yêu cầu thiết kế hộp giảm tốc trục vít - bánh răng , ta chọn VL
chế tạo bánh răng thuộc nhóm I , với răng thẳng nên c = 2

Tra theo đồ thị hình 3-24 trang 49 sách TKHDĐCK tập 1, ta có :
Với uh = 80 thì u1 = 22 ;
Với uh = 100 thì u1 = 27 ;
Dùng nội suy với uh = 80,75 thì u1 = 22,0375
Thay uh = 80,75 ; u1 = 22,0375 vào công thức (2 - 2 ) ta thu đợc : u2 =
3,667.
Với sai số cho phép là = 6 % ta lấy gần đúng : u 1 = 22,0 còn u2 =
3,67 .
4, Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục :
Dựa vào công suất cần thiết Pct của động cơ và sơ đồ hệ thống dẫn
động , có thể tính đợc trị số của công suất , mômen và số vòng quay trên
các trục , phục vụ cho các bớc tính toán thiết kế các bộ truyền , trục và ổ .
Trang 7

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

a, Trục I : PI = Pct . ôl = 8,658 . 0,99 = 8,57142 Kw ;
nI = nđc = 2907 ( vòng /phút ) .
T1 = 9,55.106.PI/n1 = 9,55.106.8,57142/2907 = 28158,6 Nmm .
b, Trục II :
PII = PI . ôl.vít = 8,57142 .0,80. 0,99 = 6,7886 Kw ;
nII = uI/ u1 = 2907/22,0 = 131,896 ( vòng/phút ) ;
TII=9,55.106.PII/nII = 9,55.106.6,7886/131,896= 491532,2 Nmm
c, Trục III :

PIII = PII .br .ôl =6,7886 .0,99 .0,96 = 6,4519 Kw ;
nIII = nII/u2 = 131,896 / 3,664 = 35,9978 ( vòng/ phút );
TIII = 9,55.106.PIII/nIII = 9,55.106.6,4389/35,9987 = 1711650 Nmm .
Từ các kết quả trên ta lập ra bảng sau :
Bảng 1 :
Động cơ
Công suất (Kw)
Tỷ số truyền
Số vòng quay
Mômen xoắn

11
2907

I

II

III

8,57142

6,7886
6,4519
1
22,0
3,67
2907
131,896 35,9978
28158,6 491532,2 1711650

Phần 3 : Thiết Kế các bộ truyền .
Trang 8

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Theo đầu đề thiết kế ta phải thiết kế bộ truyền ngoài và bộ truyền trong
hộp giảm tốc.
Theo đầu đề thiết kế thì hộp giảm tốc là loại trục vít - bánh răng. Loại
hộp giảm tốc này đợc sử dụng khi tỷ số truyền u = 50 ... 130 đặc biệt có thể
lên đến u = 480 .
So với hộp giảm tốc bánh răng - trục vít, hộp giảm tốc trục vít bánh
răng có u điểm :
- Hiệu suất cao hơn.
- Kích thớc bánh vít nhỏ hơn ( bộ truyền trục vít đặt ở cấp nhanh nên
mômen xoắn nhỏ hơn ) do đó tiết kiệm đợc kim loại màu quý hiếm để chế
tạo bánh vít .
Thế nhng bộ truyền bánh răng - trục vít lại có u điểm :
- Khuôn khổ kích thớc hộp gọn hơn .
- Vận tốc trợt nhỏ hơn do đó có thể dùng động cơ quay nhanh hơn để
dẫn động hộp giảm tốc, đồng thời có thể dùng đồng thanh không thiếc rẻ
hơn để chế tạo bánh vít .
I, Thiết kế bộ truyền Trục vít - bánh vít :
1, Vật liệu của bộ truyền trục vít - bánh vít :

Truyền động trục vít gồm trục vít và bánh vít ăn khớp nhau . Nó đợc
dùng để truyền chuyển động giữa các trục chéo nhau , thờng thì góc giữa
hai trục là 900 .
Do các trục chéo nhau nh vậy nên trong truyền động trục vít xuất hiện
vận tốc trợt vt hớng theo ren trục vít, trợt dọc răng làm tăng mất mát về ma
sát, làm giảm hiệu suất, tăng nguy hiểm về dính và mòn . Vì vậy đặc điểm
này cần đợc chú ý trong quá trình thiết kế truyền động trục vít .
Vì trong bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trợt lớn và điều kiện hình
thành màng dầu bôi trơn ma sát ớt không đợc thuận lợi nên cần phối hợp
vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp,
bền mòn và giảm bớt nguy hiểm về dính. Mặt khác do tỷ số truyền u lớn ,
tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít nên vật liệu trục vít
phải có cơ tính cao hơn vật liệu bánh vít .
Bánh vít thờng đợc chế tạo từ vật liệu có tính chống dính tốt và khả
năng giảm ma sát .
Trang 9

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Để thuận tiện trong thiết kế ta chọn vật liệu dựa vào trị số vận tốc trợt vt
.
Trị số của vt đợc tính theo công thức kinh nghiệm :
vt = 8,8 .10-3( PI.u.nI2)1/3
(3-1).

Trong đó : PI - công suất trên trục trục vít .
u - tỷ số truyền của bộ truyền trục vít .
nI - số vòng quay của trục vít .
Dựa vào bảng 1 ta có PI = 8,658 Kw ; u1 = 22,04 ; nI = 2940 vòng/phút .
Thay vào công thức ( 3 - 1 ) ta có :
vt = 8,8 .10-3.(8,658. 22,04 .29072)1/3 = 10,319 m/s .
Dựa vào vt nh trên ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh thiếc
kẽm chì ( thuộc nhóm I ) có ký hiệu bpOC 6-3-3 ,đúc bằng khuôn kim
loại .
Cơ tính của vật liệu chế tạo bánh vít :
Giới hạn bền b = 200 MPa ; giới hạn chảy ch = 100 MPa .
Vì tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu chế tạo trục vít là loại thép
Cácbon đợc tôi cải thiện đạt độ rắn HB < 350 . Để tiện cho việc chế tạo ta
chọn vật liệu chế tạo trục vít là loại thép 50 dùng chế tạo bánh răng nhỏ
trong bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc loại này có cơ tính :
Độ rắn HB = 245 , giới hạn bền b = 800 MPa , giới hạn chảy ch = 530
MPa .
2, Xác định các ứng suất cho phép :
Trong tính toán ứng suất cho phép của bộ truyền trục vít - bánh vít có
một số điểm sau mà ta cần lu ý :
- Vì bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc có cơ tính thấp hơn
nhiều so với trục vít bằng thép nên để thiết kế , chỉ cần xác định ứng suất
tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép của bánh vít . Đơng nhiên các
ứng suất cho phép này cũng phụ thuộc vào độ rắn của mặt ren trục vít và
phơng pháp gia công lần cuối mặt ren trục vít .
- Với các bánh vít làm bằng đồng thau không thiếc dạng hỏng về dính
là nguy hiểm hơn cả , do đó ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác định từ
điều kiện chống dính , phụ thuộc vào trị số của vận tốc trợt mà không phụ
thuộc vào số chu kỳ chịu tải , nói khác đi ứng suất tiếp xúc cho phép trong

Trang 10

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

trờng hợp này đợc xác định từ độ bền tĩnh chứ không phải từ điều kiện bền
mỏi .
- Vì đờng cong mỏi khi thử về uốn đối với các loại đồng thanh và đờng
cong mỏi khi thử về tiếp xúc đối với đồng thanh thiếc có nhánh nghiêng
khá dài , tới 25.107 chu kỳ chịu tải , trong khi ở phần lớn bộ truyền trục vít
chu kỳ chịu tải nhỏ hơn khá nhiều , cho nên khi xác định ứng suất cho phép
ngời ta dựa vào giới hạn mỏi ngắn hạn chứ không dựa vào giới hạn mỏi lâu
dài nh đối với bộ truyền bánh răng .
Nh vậy ứng suất cho phép của bộ truyền trục vít đợc xác định nh sau :
a, ứng suất tiếp xúc cho phép :
Bánh vít đợc làm bằng đồng thanh thiếc kẽm chì , ứng suất tiếp xúc cho
phép đợc xác định theo công thức :
[ H ] = [ HO ].KHL
( 3-2 ) .
Trong đó : [ HO ] là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 10 7 chu kỳ : [
HO ] = ( 0,75 - 0,9 ).b .
Vì trục vít là thép 50 đợc tôi cải thiện có độ rắn HB = 245 nên ta lấy hệ
số 0,75
[HO ] = 0,75 .200 = 150
MPa .

Với b = 200 MPa , tra trong bảng 7.1 trang 146 sách TKHDĐCK tập 1
với cách đúc dùng khuôn kim loại .
KHL - hệ số tuổi thọ : KHL = ( 107/NHE )1/8
( 3-3 ).
Với NHE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng ứng , ứng với tải trọng
không đổi thì NHE = 60.12000.131,896 = 94965120 .
Thay vào ( 3-3 ) ta có :
KHL = ( 107/ 949,65.105) 1/8 = 0,755 .
Thay KHL = 0,755 và [ HO ] = 150 MPa vào công thức ( 3-2 ) ta có :
[ H ] = 150. 0,755 = 113,25
MPa .
b, ứng suất uốn cho phép :
Do bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc kẽm chì , ứng suất uốn cho phép
đợc xác định theo công thức sau :
[ F ] = [ FO ] .KFL ( 3-4 ) .
Trong đó [ FO ] là ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ, phụ thuộc
vào số chiều quay .
Trang 11

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Do bộ truyền quay một chiều nên [ FO ] = 0,25b + 0,08ch .
Ngoài ra do trục vít làm bằng thép 50 nên :
Thay b = 200 ( MPa ) ,

ch = 100 ( MPa ) .
Ta đợc [ FO ] = 58 MPa .
KFL - hệ số tuổi thọ của vật liệu làm bánh vít .
KFL = ( 106/NFE )1/9 ;
Với
NFE = 60 (T2i/Tmax)9.n2i .ti .
ở đây hệ thống làm việc với tải trọng không thay đổi theo thời gian
nên : NFE = 60 .12000 .131,896 = 949,65.105 = 9,4965.107 .
Vậy KFL = ( 106/9,4965.107 )1/9 = 0,603 .
Thay các giá trị của KFL và [ FO ] vào công thức ( 3-4 ) ta có :
[ F ] = 58 . 0,603 = 34,97
( MPa ) .
3, Thiết kế bộ truyền trục vít - bánh vít :
a, Khoảng cách trục : aw1
2

170 T2 .K H
.
aw1 = ( Z 2 + q)
Z
[

]
q
2 H

( 3-5 ) .

Trong đó : Z2 - số răng bánh vít ;
q = d1/m - hệ số đờng kính trục vít , đợc tiêu chuẩn hoá theo

môđun tiêu chuẩn m ;
T2 - Mômen xoắn trên trục bánh vít ;
KH - Hệ số tải trọng .
[ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép .
Dựa vào tỷ số truyền u1 = 22,04 ta chọn số mối ren Z1 = 2 .
Nh vậy : Z2 = u1.Z1 = 2. 22,04= 44,08 .
Lấy Z2 = 44 , thoả mãn điều kiện Z 2 > Zmin = 26-28 ( để tránh cắt chân
răng ) và Z2 < 80 ( để tránh gây nên biến dạng lớn của trục vít và kích thớc
quá lớn ) .
Chọn sơ bộ q :
q 0,25.Z 2 = 0,25 .44 = 11,0 .
Dựa vào bảng7.3 trang 150 sách TKHDĐCK tập 1 chọn q =12,5
Chọn sơ bộ KH = 1,1 .

Trang 12

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Thay các giá trị KH = 1,1 ; Z2 = 44 ; q = 12,5 ; [ H ] = 113,25 MPa; T2
= TII = 491532,2 Nmm vào công thức ( 3-5 ) ta có :
2

aw1 = ( 44 + 12,5 ) 3 170 . 491532,2.1,1 = 208,6 mm .
12,5

44.113,25
Lấy aw1 = 209mm .
b, Tính môđun :
m=

2.a w1
2.209
=
Z2 + q
12,5 + 44

= 7,4 .

Dựa vào bảng 7.3 sách TKHDĐCK tập 1 ta chọn m = 8 .
Do đó : aw1 =

m
.( q + Z 2 ) =
2

8
.(12,5 + 44) = 226 mm.
2

Lấy aw1 = 225 mm theo tiêu chuẩn SEV 229-75 và tính hệ số dịch chỉnh
.
c, Tính hệ số dịch chỉnh :
x=

225 12,5 + 44

a w1 q + Z 2


=
= 0,25
8
2
m
2

Thoả mãn điều kiện - 0,7 < x < 0,7 .
4, Kiểm nghiệm bền bộ truyền trục vít bánh vít :
a, Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc :
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã đợc thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau :
170

H = Z (
2

Z2 + q
aw

) 3 . T2 K H
q

[ H ] .

( 3-6 )

Với aw và q đã biết , để tính đợc H theo ( 3-6 ) cần phải xác định chính

xác ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] theo vt , T2 theo và hệ số tải trọng
KH.
Vận tốc trợt vt đựoc tính theo công thức :
vt = .dw1.n1/(60000cosw)
( 3-7 ) .
Trong đó góc vít :
w = arctg[ z1/(q + 2x)] = arctg[ 2/(12,5 + 2. 0,25 ) = 8,7460
dw1 = (q + 2 x).m = ( 12,5 + 2. 0,25 ).8 = 104 ( mm ) .
Với n1- số vòng quay của trục vít : n1 = nI = 2907 vòng/phút .
Z1 - số mối ren trục vít : Z1 = 2 .
Trang 13

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Thay vào ( 3-7 ) ta có :
vt = 3,14 .104 .2907/(60000.cos8,7460) = 16,0079 m/s .
Với vt nh trên thì vật liệu dùng để chế tạo bánh vít phải là đông thanh
nhiều thiếc nh bpO 10-1 .
Cơ tính của vật liệu :
Với cách đúc khuôn cát thì b = 200 MPa ; ch = 120 MPa .
ứng suất uốn cho phép : [ H ] = [ HO ].KHL .
Với [ HO ] = 0,75 .b = 150 MPa ; KHL = 0,755 .
Vậy [ H ] = 0,755.150 = 113,25 MPa ;
ứng suất uốn cho phép : [ F ] = [ FO ] .KFL ;

Với [FO] = 0,25b + 0,08ch = 0,25.200 + 0,08.120 = 59,6 MPa
KFL = 0,603 . Vậy [ F ] = 59,6.0,603 =35,9388 MPa .
Hiệu suất của bộ truyền đợc tính theo công thức :
tg w
0
,
95
.
=
tg ( w + )

( 3-8 ) .

Góc ma sát = 0,80 đợc tra trong bảng 7.4 sách TKHDĐCK tập 1.
Vậy : = 0,89 .
T2 = 28158,6. 22. 0,809 = 551345,338 Nmm
Hệ số tải trọng : KH = KH .KHv
( 3-9 ) .
Trong đó : KH - hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng ; KHv - hệ số tải trọng động .
KH = 1 + ( Z2/)3( 1 - T2m/T2max ) .
Do tải trọng không thay đổi nên KH = 1 .
Để xác định hệ số tải trọng động trớc hết dựa vào vận tốc trợt để tra cấp
chính xác ,
Dựa vào bảng 7.6 sách TKHDĐCK tập 1 ta chọn cấp chính xác chế tạo
bộ truyền trục vít là cấp 7 .
Dựa vào bảng 7.7 sách TKHDĐCK tập 1 ta có : KHv = 1,2 .
Vậy KH = 1,2.1 = 1,2 .
Thay các giá trị Z2 = 44 ; T2 = 501188,76 Nmm ; q = 12,5 ; K H = 1,2 ;
aw = 225 mm vào công thức ( 3-6 ) .

Trang 14

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế
3

170 44 + 12,5 551345,338.1,2
Ta có : H =
= 111,85

.
44 225
12,5

Kiểm tra điều kiện :

[ H ] H
[ H ]

=

MPa .

113,25 111,85

= 0,0124 < 0,04 .
113,25

Thoả mãn điều kiện .
b, Kiểm tra răng bánh vít về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất uốn sinh ra tại chân
răng bánh vít không đợc vợt quá một giá trị cho phép .
F =

1,4.T2 .YF .K F
b2 .d 2 .mn

( 3-10 ) .

Trong đó : mn = m.cosw - môđun pháp của bánh vít .
mn = 8.cos(8,7460) = 7,907 .
KF = KF.KFv - hệ số tải trọng , với KF = KH = 1;KFv = KHv= 1,2
d2 = 352 mm - đờng kính vòng chia bánh vít .
b2 = 87 mm, chiều rộng vành răng bánh vít .
YF - hệ số dạng răng :
Tra theo bảng 7.8 sách TKHDĐCK tập 1 với số răng tơng đơng Zv = Z2/
(cosw)3 = 44/(cos8,7460)3 = 45,57 .
YF = 1,48 .
Thay các giá trị vào biểu thức ( 3-10 ) ta có :
F =

1,4.551345,338.1,2.1,48
= 5,66
87.352.7,907

MPa .

Vậy điều kiện bền uốn thoả mãn .
c, Kiểm nghiêm răng bánh vít về quá tải :
Tơng tự nh bộ truyền bánh răng , bộ truyền trục vít có thể bị quá tải khi
khởi động , hãm máy .. do đó cần kiểm nghiệm về độ bền qua tải .
Để tránh biến dạng d hoặc dính bề mặt răng , ứng suất tiếp xúc cực đại
không đợc vợt quá một giá trị cho phép :
Hmax = H. K qt [ H ]max.
Để tránh biến d hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít , ứng suất uốn
cực đại không đợc vợt quá một giá trị cho phép :
Fmax = F.Kqt [ F ]max .
Ta nhận thấy các ứng suất quá tải đều thoả mãn .
Trang 15

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Nh vậy điều kiện quá tải thoả mãn .
d, Tính nhiệt truyền động trục vít :
Diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc ( Với Aq 0,3A)
1000(1 ) P1

A = [0,7 K (1 + ) + 0,3K ] (t t )
t

qt
d
0
trong đó :
= 0,8 - hiệu suất của bộ truyền .
P1 = 8,57142 Kw - công suất trên trục vít .
Kt =13 W/(m2.0C) - hệ số toả nhiệt .
= 0,25 - hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy
= 1 - hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do
làm việc ngắt quãng hoặc do tải trọng làm việc giảm so với tải trọng danh
nghĩa ( ở đây máy làm việc với tải trọng không đổi ).
Kqt = 40 ( với n = 2907 v/p ) - hệ số toả nhiệt của phần bề mặt hộp đ ợc
quạt .
t0 = 20 0C - nhiệt độ môi trờng xung quanh .
td = 70 0C - Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu . Đối với bộ truyền trục
vít đặt trên .
Thay các giá trị vào ta có :
A=

1000(1 0,8).8,57142
= 1,46676 m2 .
[0,7.13(1 + 0,25) + 0,3.40].1.(70 20)

e, Các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít - bánh vít :

Trang 16

Thông số
Khoảng cách trục
Môđun

Hệ số dịch chỉnh
Đờng kính vòng chia

Ký hiệu
aw
m
x
d

Đờng kính vòng đỉnh

da

Đờng kính vòng đáy

df

Đờng kính ngoài của bánh vít
Chiều rộng bánh vít

daM2
b2

Trị số
225 mm
8 mm.
0,25
d1 = 100 mm ;
d2 = 352 mm .
da1 = 116 mm ;

da2 = 372 mm .
df1 = 80,8 mm ;
df2 = 336,8 mm .
384mm ( do Z1 = 2 )
87
SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

II, Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc :
1, Chọn vật liệu :
Vật liệu để chế tạo bánh răng đợc chia làm 2 nhóm khác nhau về công
nghệ cắt răng, nhiệt luyện và khả năng chạy mòn.
Nhóm I có độ rắn HB 350, bánh răng đợc thờng hoá hoặc tôi cải
thiện . Nhờ độ rắn bề mặt thấp nên có thể chế tạo chính xác sau khi nhiệt
luyện , động thời bộ truyền có khả năng chạy mòn .
Nhóm II có độ rắn HB > 350 , bánh răng đợc tôi thể tích , tôi bề mặt
thấm cácbon , thấm Nitơ v.v.. Do độ rắn cao nên phải cắt răng trớc khi
nhiệt luyện , sau khi nhiệt luyện phải dùng các nguyên công tu sửa đắt tiền
nh mài , mài nghiền v.v.. Răng có khả năng chạy mòn rất kém , do đó phải
nâng cao độ chính xác chế tạo, nâng cao độ cứng của trục và ổ trục . Tuy
nhiên dùng thép nhóm II với độ rắn HRC = 50 ... 60 ( 1 HRC ~10 HB ) có
thể nâng cao ứng suất tiếp xúc lên tới 2 lần và nâng cao khả năng chịu tải
của bộ truyền tới 4 lần so với thép thờng hoá hoặc tôi cải thiện .
Nh vậy chọn loại vật liệu nào là tuỳ thuộc vào yêu cầu cụ thể : tải trọng
lớn hay nhỏ , khả năng công nghệ và thiết bị cũng nh vật t đợc cung cấp, có

yêu cầu về kích thớc nhỏ gọn hay không ?
Theo yêu cầu của đầu đề thiết kế ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng là
thép nhóm I và bánh răng nhỏ có độ rắn mặt răng cao hơn bánh răng lớn 15
HB .
Dựa vào bảng 6-1 trang 91 sách TKHDĐCK tập 1 , ta chọn thép có
nhãn hiệu 50 đợc nhiệt luyện bằng tôi cải thiện , có các cơ tính sau : Độ rắn
HB 228 ... 255 ; giới hạn bền b = 700 ... 800 MPa ; giới hạn chảy ch =
530 MPa .
Và bánh răng nhỏ có HB1 = 245 ; b = 800 MPa ; c = 530 MPa.
Bánh răng lớn có HB2 = 230 ; b = 750 MPa ; c = 530 MPa .
Nhng ta khống chế vật liệu theo điều kiện :
( [H] - H )/[H] = 4 %
( 3 - 11 ) .
2, Xác định các ứng suất cho phép [ H ] và [F ] :

Trang 17

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] và ứng suất uốn cho phép [F ] đợc
xác định theo các công thức sau :
[ H ] = ( 0Hlim/SH ).ZR.Zv .KxH .KHL
( 3 - 12 ).
[ F ] = (0Flim/SF ).YR.Ys.KxF .KFC .KFL

( 3 - 13 ).
Trong đó :
ZR - hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Với R a < 1,25 ...
0,63 àm , ZR = 1 ; với Ra = 2,5 .. 1,25 àm, ZR = 0,95 ; với Rz =10 ... 40 àm,
ZR = 0,9 .
Zv - hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng , khi độ rắn mặt răng HB
< 350 , Zv = 0,85v0,1; khi HB > 350 , Zv = 0,925v0,05 ; khi v < 5 m/s lấy Zv =
1.
KxH- hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng, khi đờng kính
vòng đỉnh bánh răng da < 700 mm, KxH =1; khi da = 2500 mm , KxH = 0,9.
YR - hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám bề mặt lợn chân răng, thông
thờng YR =1,05 ... 1,2 .
YS = 1,08 - 0,0695ln(m) - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập
trung ứng suất, trong đó m - môđun, tính bằng mm .
KxF - hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn ; KxF
lần lợt bằng 1 ; 0,95 ; 0,90 ; 0,85 ứng với da < 400 ; 700 ; 1000 và 1500 mm
.
Trong bớc thiết kế sơ bộ ta lấy Z R.ZV.ZxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó
các công thức ( 3-12 ) và ( 3-13) trở thành :
[ H ] = 0HlimKHL/SH
( 3-12a );
[ F ] = 0HlimKFC.KFL/SF
( 3-13a ) .
Trong đó :
0Hlim và 0Flim lần lợt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kỳ cơ sở , dựa vào bảng 6.2 trang 94 sách TKHDĐCK
tập 1 ta có :
Với bánh răng lớn : 0Hlim1 = 530 MPa và 0Flim1 = 414 MPa ,
Với bánh răng nhỏ : 0Hlim2 = 560 MPa và 0Flim2 = 441 MPa .
SH , SF - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn , tra trong bảng 6.2

sách TKHDĐCK tập 1 ta đợc S H = 1,1; S F = 1,75 .

Trang 18

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

KFC - hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải , KFC = 1 khi đặt tải một phía ( bộ
truyền quay 1 chiều) ; KFC = 0,7 - 0,8 khi đặt tải hai phía . ở đây ta lấy K FC
=1.
KHL , KFL- hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền , đợc xác định theo các công thức sau :
KHL = ( NHO/NHE )1/mH
( 3-14 ) ;
1/mF
KFL = ( NFO/NFE )
( 3-15 ).
ở đây :
mH , mF - bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ; mH = 6 ;
mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB < 350 hoặc bánh răng có mài mặt lợn chân
răng ; mF = 9 khi độ rắn mặt răng HB > 350 và không mài mặt lợn chân
răng . Nh vậy ở đây mH = mF = 6 .
NHO số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về tiếp xúc
NHO = 30.H2,4HB
( 3-16 ).

Với HHB - độ rắn Brinen .
Với HB = 245 , Thay vào công thức ( 3-16 ) ta có :
NHO = 30.2452,4 = 16259974,39
NFO số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép .
NHE , NFE số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng .
Do bộ truyền chịu tải trọng không thay đổi theo thời gian nên :
NHE = NFE = N = 60.c.n.t
( 3- 17 ).
Trong đó c, n , t lần lợt là số lần ăn khớp trong vòng quay, số vòng
quay trong một phút và tổng số giờ làm việc .
Dựa vào đầu đề thiết kế ta có :
t = 5. 300 .8 = 12000
( giờ ),
n = 131,896
(vòng/phút) ,
c =1.
Vậy NHE = NFE = 60.12000 .131,896 .1 = 949,65.105 .
Vì NFE > NFO và NHE > NHO nên ta lấy KHL = KFL = 1
Tiếp tục thay các giá trị 0Hlim1, 0Hlim2, 0Flim1, 0Flim2, KFC, KHL, KFL , SF ,
SH vào công thức ( 3-12a ) và ( 3-13a ) ta đợc :
[ H1 ] = 530 .1/1,1 = 481,8
( MPa ) ;
Trang 19

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

[ H2 ] = 580 .1/1,1 =509,09
( MPa );
[ F1 ] = 414 .1/1,75 = 236,57
( MPa ) ;
[ F2 ] = 441 .1/1,75 = 252
( MPa ) .
Nh vậy các giá trị ứng suất cho phép về tiếp xúc và uốn tơng ứng là: [
H ] = 481,8 MPa; [ F1 ] = 236,57 MPa;
ứng suất uốn quá tải cho phép :
[ F1 ]max = 0,8.530 = 424 MPa .
[ H ]max = 2,8.c = 2,8. 530 = 1484 MPa .
3, Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :
a, Các thông số cơ bản của bộ truyền :
Đối với HGT , thông số cơ bản là khoảng cách trục aw2 .
aw2 = Ka( u+1 ) 3

T1 K H
[ H ] u ba

( 3-18) .

Trong đó :
Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra
trong bảng 6.5 trang 96 sách TKHDĐCK tập 1 với vật cả 2 bánh răng đều
là thép . Ka = 49,5 .
T1 - Mômen xoắn trên trục chủ động :
T1 = TII = 491532,2 Nmm .( xác định tại bảng phân phối tỷ số truyền

ở phần 2 )
[ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ H ] = 481,8 MPa .
u - tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng :
u = u2 = 3,67 .
ba - hệ số chiều rộng răng : ba = bw/aw .
Dựa vào bảng 6.6 trang 97 sách TKHDĐCK tập 1 chọn sơ bộ ba = 0,3
vì bộ truyền bánh răng ở cấp chậm .
KH - hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc và hệ số bd .
bd = 0,53. ba( u+1 ).
bd = 0,53.0,3 .( 3,67+1 ) = 0,74253 .
Trang 20

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Dựa vào bảng 6.7 ta có : KH = 1,042 .
Nh vậy :
aw2 = 49,5.( 3,67 +1 ) 3

491532,19.1,042
= 291,2 mm
481,8 2.3,67.0,3

Lấy :
aw2 = 291 mm .
b, Xác định môđun :
m = ( 0,01 ữ 0,02 ) aw2 .
m = 0,01 .291 = 2,91 mm.
Dựa vào bảng 6.8 về trị số của môđun tiêu chuẩn ta lấy m = 3 .
c, Xác định hệ số dịch chỉnh :
Z1 =

2a w 2
m( u + 1)

Với : aw2 = 291 ; m = 3 ; u = u2 = 3,67
2.291
= 41,59 . Lấy Z1 = 42 răng .
3(3,664 + 1)

Z1 =

Z2 = u.Z1 = 3,67 . 42 = 154,14 .
Lấy Z2 = 154 răng .
Nh vậy tỷ số truyền thực là : um = 154/42 = 3,67.
Không sai khác so với tỷ số truyền ban đầu .
Số răng tổng : Zt = Z1 + Z2 = 154 + 42 = 196 .
Tính lại khoảng cách trục theo m , Zt :
aw2 =

3.196
m.Z t
=

= 294 mm .
2
2

Trong sản suất đơn chiếc hoặc loạt nhỏ , ta lấy khoảng cách trục có tận
cùng là 0 , 5 . Vậy ta lấy aw2 = 295 mm .
Ta cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 294 lên aw2 = 295 mm .
Tính hệ số dịch tâm y và hệ số ky :
y=

aw
0,5( Z 1 + Z 2 )
m

= 295/3 - 0,5( 42 + 154 ) = 0,333 .

ky = 1000y/Zt = 1000. 0,333/196 = 1,7 .
Dựa vào ky tra bảng 6.10a trang 101 sách TKHDĐCK tập 1 ta có : Với
ky = 1 thì kx = 0,009 với ky = 2 thì kx = 0,032 .Dùng nội suy với k y = 1,7 ta
đợc kx = 0,0251 .
Hệ số giảm đỉnh răng :
Trang 21

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

y = kx.Zt/ 1000 = 0,0251 .196/1000 = 0,0049.
Tổng hệ số dịch chỉnh : xt = y + y = 0,333+0,0049 = 0,3379
Các hệ số dịch chỉnh của từng bánh răng :
x1 = 0,5 ( xt

(Z

2

)

Z1 y
Zt




) = 0,5 0,3379

(154 42) 0,333
196

= 0,0714


x2 = xt x1 = 0,2665 mm .
- Góc ăn khớp :
coswt = Ztmcos/(2aw) = 196.3.cos200/2.295 = 0,9317 .
wt = 20,5260 .

4, Kiểm nghiệm bền bô truyền bánh răng trụ :
a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
H = ZM.ZH.Z

2T1 .K H ( u m + 1)
[ H ]
bw3 .u m d w2 3

( 3-19 ) .

Trong đó :
ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp :
ZM = 274 .
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
ZH =

2 cos b
=
sin 2 tw

2 cos 0 0
Sin 2.20,526 0

= 1,745 .

Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Vì răng thẳng nên ta dùng công thức : Z =

4
3

( 3-20).

Trong đó - hệ số trùng khớp ngang ;
1

1

Tính gần đúng : = 1,88 3,2 Z + Z
1
2
1
1
+

42 154

= 1,88 3,2

( 3-21 ) .

= 1,783 .

Thay vào ( 3-20) ta có : Z =

4 1,783
= 0,86 .
3

KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

KH = KH.KH.KHv .
Trang 22

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng : KH = 1,042 .
KH- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp : KH = 1 .
KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp .
Trị số của KHv ta tra trực tiếp trên phụ lục P 2.3 sách TKHDĐCK tập 1 .
Đờng kính vòng lăn bánh răng nhỏ :
dw3 = 2aw2/(um + 1) = 2. 295/(3,67 + 1) = 126,5 mm .
Vận tốc vòng của bánh răng nhỏ :
v = .dw3.nII/60000 = 3,14.126,5.131,896.

1
= 0,873 m/s .
60000

Theo bảng 6.13 sách TKHDĐCK tập 1 ta chọn cấp chính xác 9 .
Nh vậy theo phụ lục P2.3 , KHv = 1,05 .
Vậy KH = 1,05 .1 .1,042 =1,0941 .
bw3 -chiều rộng vành răng : bw3 = ab.aw2 = 0,3 .295 = 88,5 mm .

T1 - Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T1= TII = 491532,2 Nmm .
[ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép : [ H ] =481,8 MPa .
Thay các giá trị : Zm = 274 ; ZH =1,745 ; Z = 0,86 ;TII = 491532,2
Nmm ; bw3 = 88,5 mm ; KH = 1,0941 ; um = 3,664 ; dw3 = 126,5 mm vào
công thức ( 3-19) ta có :
H = 274 .1,745 .0,86

2.491532,2.1,0941.(3,67 + 1)
= 408,1 MPa
88,5.3,67.126,5 2

Ta thấy : H = 408,1 MPa < [ H ] = 481,8 MPa .
Ta xét đến công thức ( 3-11) :
481,8 408,1
= 0,1529
481,8

Không thoả mãn điều kiện (3-11), do đó chọn lại khoảng cách trục a w
hoặc chọn lại ba .
Chọn aw = 280 mm ; Kiểm tra ba bằng cách thay các thông số và aw =
280 vào ( 3-18 ) . Ta có :
280 = 49,5.(3,67 + 1) 3

Trang 23

491532,2.1,042
481,8 2.3,67. ba

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M

Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

Suy ra ba = 0,338 thoả mãn điều kiện ba nằm trong khoảng [ 0,25 ...
0,5] .
môđun : m = 0,01.aw = 0,01.280 = 2,8 lấy theo bảng tiêu chuẩn thì m =
3.
Số răng của các bánh răng :
Z1 = 2.280/3(3,664+1) = 40,02 lấy Z1 = 40 răng ;
Z2 = Z1.u = 40. 3,664 = 146,56 lấy Z2 = 147 răng .
Tỷ số truyền thực là um = 147/40 = 3,675 .
Khoảng cách trục tính theo m , và Z1 , Z2 .
aw = 3.( 40 + 147 )/2 = 280,5 mm .
Ta cần dịch chỉnh để giảm khoảng cách trục từ 280,5 xuống còn 280
mm .
- Hệ số dịch chỉnh :
hệ số dịch tâm : y = (280 - 280,5)/3 = - 0,167 .
Ta dịch chỉnh đều x = x1 + x2 = 0 .
Các hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 và 2 :
x1 = 0,5[ xt - (Z2-Z1)y/Zt ] = 0,5 (-

(147 40).(0,167)
) = 0,0478 .
187

x2 = xt - x1 = 0 - 0,0478 = - 0,0478 .
Góc ăn khớp : costw =

187.3. cos 20 0
= 0,94137 .
2.280

tw = 19,710.
* Kiểm nghiệm lại độ bền tiếp xúc :
ZH = 1,745 ; Ze = 0,86 ; ZM = 274 .
KH = 1,0941 .
TII = 491532,2 Nmm ; bw3 = 0,3.280 = 84 mm .
dw3 = 2.280/4,675 = 119,79 mm .
Thay vào công thức ( 3-19 ) ta có :
H = 274 .1,745 .0,86

2.491532,2.1,0941.(3,675 + 1)
= 441,22 MPa
84.3,675.119,79 2

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [ H ]
Theo công thức ( 3- 12 ) : Với Z v = 1 ; KxH = 1; KHL = 1; SH = 1,1; do v
= 0,873 m/s < 5 m/s ; với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính

Trang 24

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M


Đồ án chi tiết máy

GVHD : Ths . Đoàn Yên Thế

xác tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám R a = 2,5 ... 1,25 àm , do
đó ZR= 0,95 .Kết hợp với ( 3-12a ) ta có :
[ H ] = 481,8.1.0,95 = 457,71 MPa .
Thay vào công thức (3-11) ta thấy :

[ H ] H
[ H ] = ( 457,71 - 442,22 )/457,71 = 0,0338 < 0,04

Thoả mãn, nh vậy bộ truyền bánh răng trụ đảm bảo bền tiếp xúc .
b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
không đợc vợt quá một giá trịi cho phép :
F1 = 2T1KFYYYF1/( bw3dw3m ) [ F1 ]
( 3-22 ) .
F2 = F1YF2/YF1
( 3-23 ).
Trong đó :
T1- Mômen xoắn trên trục chủ động ;
m môđun ;
bw3- chiều rộng vành răng ;
dw3- đờng kính vòng lăn bánh chủ động ;
Y= 1/ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với = 1,783 là hệ số
trùng khớp ngang đợc tính theo công thức (3-21 ) .
Y= 1/1,783 = 0,561 .
Y- hệ số kể đến độ nghiêng của răng . Với răng thẳng thì - hệ số kể
đến độ nghiêng của răng . Với răng thẳng thì Y = 1 .
YF1 , YF2 hệ số dạng răng của bánh răng 1 và bánh răng 2, phụ thuộc
vào số răng tơng đơng và hệ số dịch chỉnh :

Tra trong bảng 6.18 sách TKHDĐCK tập 1 ta có :
Với Z1 = 40 thì YF1 = 3,7 .
Z2 = 150 thì YF2 = 3,60 ; Z2 = 100 thì YF2 =3,6 .Vậy với Z1 = 147 thì YF2
= 3,6
KF hệ số tải trọng khi tính bền uốn :
KF = KFKFKFv .
( 3-24 )
Với KF hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiêu rộng
vành răng khi tính về uốn, tra trong bảng 6.7 ta đợc KF = 1,02 .

Trang 25

SVTH : Lê Quốc Hng
Lớp 43M