Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY
Học kỳ II, năm học 2014 – 2015

Sinh viên thực hiện : Phạm Nguyễn Quốc Bảo

MSSV: 21200199

Người hướng dẫn

: TS. Phạm Huy Hoàng

Ký tên:

Ngày hoàn thành

: 08/06/2015

Ngày bảo vệ: 16/06/2015

ĐỀ TÀI

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Đề: 14 – Phương án: 16

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
1


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1.
2.
3.
4.
5.

Động cơ điện không đồng bộ 3 pha
Bộ truyền đai thang
Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn trụ
Nối trục đàn hồi
Thùng trộn

Số liệu thiết kế:
•

•
•
•
•
•

Công suất trên trục thùng trộn, P (kW) = 4
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (v/p) = 60
Thời gian phục vụ, L (năm) = 4
Quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ
Một năm làm việc 260 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ
Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 15 giây; T2 =0,9T ; t2 = 28 giây

Yêu cầu:
01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0; 01 bản vẽ chi tiết

Nội dung thuyết minh
1. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động
2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy
a. Tính toán các bộ truyền đai thang
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực
d. Tính toán thiết kế trục và then
e. Chọn ổ lăn và nối trục
f. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác
3. Chọn dung sai lắp ghép
4. Tài liệu tham khảo

Nhận xét của giảng viên hướng dẫn:
..................................................................................................................................................

....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
2


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................
....................................................................................................................................................

Tp. Hồ Chí Minh, ngày 08 tháng 06 năm 2015
Giảng viên hướng dẫn

MỤC LỤC

LỜI MỞ ĐẦU

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
3


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt
khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc
thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc
hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ
thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó
đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống
truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc,
qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Chi tiết máy, Vẽ
kỹ thuật…; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc
là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với
các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn, trục … Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện
các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ cơ khí, đây là điều rất cần thiết với
một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy TS. Phạm Huy Hoàng, các thầy cô và các bạn trong

khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất
mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn.
Sinh viên thực hiện
Phạm Nguyễn Quốc Bảo

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
4


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT CỦA ĐỘNG CƠ VÀ CHỌN TỶ SỐ
TRUYỀN
1.1. Chọn động cơ
1.1.1. Chọn hiệu suất động cơ

Hiệu suất truyền động:

η = η d .ηbrc .ηbrt .ηol 4 .η kn = 0,96.0, 97.0,98.0,9954.0,99 = 0,89
Trong đó:

ηd = 0,96
•
•
•

•
•

: hiệu suất bộ truyền đai
ηbrc = 0,97
: hiệu suất bánh răng côn
ηbrt = 0,98
: hiệu suất bánh răng trụ
ηol = 0,995
: hiệu suất ổ lăn
ηkn = 0,99
: hiệu suất nối trục đàn hồi
1.1.2. Tính toán công suất

Công suất tương đương:
2

2

 T1 
 T2 
 ÷ .t1 +  ÷ .t2
1.15 + 0,9 2.28
T
T 
Ptd = P  
=4
= 3, 74
t1 + t2
15 + 28

(kW)
Pct =

Ptd 3, 74
=
= 4, 20
η 0,89

Công suất cần thiết cho động cơ điện:

(kW)

1.1.3. Số vòng quay sơ bộ

nlv = 60
Số vòng quay trên thùng trộn:

(v/ph)

Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống:
uhgt = 13
•
•

: tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp
ud = 3,15
: tỷ số truyền bộ truyền đai thang
ut = ud .uhgt = 3,15.13 = 40,95

Tỷ số truyền tổng hợp:

nsb = nlv .ut = 60.40,95 = 2457
Số vòng quay sơ bộ:

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
5

(v/ph)


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

1.1.4. Chọn động cơ điện

Dựa vào bảng thông số động cơ điện bảng P1.3. [1] Với:

 Pdc ≥ Pct = 4, 20( kW )

ndb ≈ nsb = 2457(v / ph)

Ta chọn động cơ: 4A100L2Y3
Kiểu động cơ

Công suất
(kW)

Vận tốc quay,

(v/ph)

cos φ

η%

Tmax
Tdn

TK
Tdn

4A100L2Y3

5,5

2880

0,91

87,5

2,2

2,0

1.2. Phân phối tỷ số truyền
•

•

•

λk =

ud = 3,15

Tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai:
n
2880
uc = dc =
= 48
nlv
60
Tỷ số truyền chung của hệ:
u
48
uhgt = c =
= 15, 24
ud 3,15
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc:.
2, 25.ψ bd 2 .[K 02 ]
2, 25.1, 2
=
= 12,86
(1 − K be ).K be .[K 01 ] (1 − 0,3)0,3

ψ bd2 = 1, 2; K be = 0,3; [K 01 ] = [K 02 ]; c K = 1,1
Với:

λk .ck 3 .

u14
=1
uhgt 2 (uhgt + u1 )

Phương trình độ bền đều:

⇔

12,86.1,13

u2 =

Suy ra:

u14
=1
15, 242 (15, 24 + u1 )
⇔ u1 = 4,02
uhgt
u1

=

15, 24
= 3, 79
4, 02
Bánh răng côn
Bánh răng trụ

Bộ truyền đai thang

1.3. Công suất, số vòng quay và moment trên các trục
1.3.1. Công suất trên các trục

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
6

ubrc = 4,02
ubrt = 3,79
ud = 3,15


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

P3 =

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

Plv
4
=
= 4, 06
ηol .ηkn 0,995.0,99

Công suất trên trục 3:

(kW)

P2 =

P3
4, 06
=
= 4,16
ηol .ηbrt 0,995.0,98

Công suất trên trục 2:

(kW)
P1 =

P2
4,16
=
= 4,31
ηol .ηbrc 0,995.0, 97

Công suất trên trục 1:

(kW)
Pdc =

P1
4, 31
=
= 4, 51
ηol .ηd 0,995.0,96

Công suất trên trục động cơ:

(kW)

1.3.2. Số vòng quay các trục

n1 =

ndc 2880
=
= 914, 29
ud
3,15

Số vòng quay trục 1:

(v/ph)
n2 =

n1 914, 29
=
= 227, 44
ubrc
4, 02

Số vòng quay trục 2:

(v/ph)
n3 =

n2 227, 44
=
= 60, 01
ubrt
3, 79

Số vòng quay trục 3:

(v/ph)
n4 = nlv = 60

Số vòng quay trục thùng trộn:

(v/ph)

1.3.3. Moment xoắn trên các trục

T1 = 9, 55.106.

P1
4,31
= 9,55.106.
= 45019, 09
n1
914, 29

(Nmm)
T2 = 9,55.106.

P2

4,16
= 9,55.10 6.
= 174674, 64
n2
227, 44

(Nmm)
P
4, 06
T3 = 9,55.106. 3 = 9,55.10 6.
= 646108,98
n3
60, 01

(Nmm)
T4 = 9,55.106.

Plv
4
= 9, 55.106. = 636666, 67
nlv
60

(Nmm)
P
4,51
Tdc = 9,55.106. dc = 9,55.106.
= 14955, 03
ndc
2880

(Nmm)
Bảng thông số

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
7


ĐAMH: Chi tiết máy
Trục
Thông số
Công suất (kW)
Tỷ số truyền
Số vòng quay (v/ph)
Moment xoắn (Nmm)

Đề: 14 - Phương án: 16
Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục 4

4,51
3.15
2880
14955,03

4,31

4,16

4,06

4

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
8

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

4.02
3.79
914,29
227,44
60,01
45019,09 174674,64 646108,98

1
60
636666,67


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1. Chọn loại đai và tiết diện

Ta chọn loại đai vải cao su vì chất liệu vải cao su bền, dẻo, ít bị ảnh hưởng của độ ẩm
và sự thay đổi của nhiệt độ
Dựa vào công suất Pdc = 4,51 (kW) và ndc = 2880 (v/ph), tra theo hình 4.1 và bảng 4.3
[1] ta chọn tiết diện đai thang loại A, được làm từ vật liệu vải cao su
2.2. Xác định các thông số của bộ truyền
2.2.1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1

Theo tiêu chuẩn bảng 4.13 [1] ta chọn: d1 = 125 (mm)
v1 =

Vận tốc đai:

π .d1.ndc π .125.2880
=
= 18,85
60000
60000

(m/s)

Vận tốc đai nhỏ v1 < 25 (m/s) nên thỏa điều kiện
2.2.2. Xác định đường kính bánh đai lớn

d2 =

d1.ud 125.3,15
=
= 397, 73
1− ε
1 − 0, 01

Theo công thức 4.2, [1] ta có

(mm)

Trong đó:
•
•
•
•

d2: đường kính bánh đai lớn
d1: đường kính bánh đai nhỏ
ud: tỷ số truyền của bộ truyền đai
ε: hệ số trượt của bộ truyền đai ( ε = 0,01 – 0,02 )
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 400 (mm)
ud =

d 2 . ( 1 − ε ) 400.(1 − 0, 01)
=
= 3,17
d1
125

Xác định lại tỷ số truyền:

Sai lệch của tỷ số truyền:
∆u =

us − ut 3,17 − 3,15
=
= 0, 63%
ut
3,15

nằm trong phạm vi cho phép (3~4%).
2.2.3. Chọn khoảng cách trục a

Theo điều kiện: 0,55.(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2 (d1 + d2)
⇒ 296,75 ≤ a ≤ 1050 (mm) (với h =8: chiều cao tiết diện đai)
Theo bảng 4.14, [1] ta chọn a = 397 (mm)

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
9


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

2.2.4. Chiều dài đai l

Theo công thức 4.4, [1] ta có:
l = 2.a +

π .(d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
π .(125 + 400) (400 − 125) 2
+
= 2.397 +
+
= 1666, 29
2
4.a
2
4.397

(mm)

Cộng thêm 100 – 400 (mm) tùy theo cách nối đai và theo bảng 4.13, [1], ta chọn l = 2000
(mm) (ltc ≥ ltính)
Kiểm nghiệm về tuổi thọ của đai: i = v/l = 18,85 / ( 2000 . 10-3) = 9,43 s-1 ≤ imax =10 s-1
2.2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục a

a=

λ + λ 2 − 8∆ 2 1175,33 + 1175,332 − 8.137,52
=
= 571,11
4
4

(mm)

Trong đó:

• λ = l - π.(d1 + d2)/2 = 1175,33 (mm)
• Δ = (d2 - d1)/2 = 137,5 (mm)
2.2.6. Góc ôm α1

α1 = 180o −

(d 2 − d1 ).57 o
(400 − 125).57 o
= 180o −
= 152,55o
a
571,11

Ta thấy α1 ≥ 120o thỏa mãn điều kiện cho góc ôm
2.3. Xác định số đai

z=

Số đai z được tính theo công thức:

Pdc .K d
[Po ].Cα .Cu .Cl .C z

Trong đó:
•

Kd: hệ số xét đến ảnh hưởng của sự thay đổi tải trọng (tra bảng 4.7, [1]) ta chọn Kd =

•
•

1,45 (vì tải va đập nhẹ và làm việc 3 ca)
Cα: hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, Cα=1 - 0,0025(180 - α1) = 0,93
Cu: hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền đai (tra bảng 4.17, [1]) ta chọn Cu =
1,14 (vì ud > 3)

CL =

L
= 1, 03
L0

•

CL: hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai,

•

đai thực nghiệm, tra bảng 4.19, [1]
Cz: hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai

•

(tra bảng 4.18, [1]) chọn Cz = 0,956
[Po] = 3 (kW)
⇒ z ≥ 2,09. Vậy ta chọn z = 3 đai.

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
10

6

, với L0 là chiều dài


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức (4.17), [1]:
B = (z – 1).t + 2.e = (3 – 1).15 + 2.10 = 50 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai:
•
•

Bánh dẫn: da1 = d1 + 2.h0 = 125 + 2.3,3 = 131,6 (mm)
Bánh bị dẫn: da2 = d2 + 2.h0 = 400 + 2.3,3 = 406,6 (mm)

Với t = 15(mm), e =10 (mm), h0 = 3,3 (mm) được cho trong bảng 4.21, [1].
2.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức:
Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra, ta chọn Fv = 0 với bộ truyền tự động điều chỉnh lực căng
Lực tác dụng lên trục:
Fr = 2.F0.z.sin(α1/2) = 2.97.3.sin(152,55/2) = 565,38 (N)

Thông số bộ truyền đai thang
Đường kính bánh đai

Đường kính ngoài bánh đai
Chiều rộng bánh đai
Vận tốc
Số đai
Chiều dài đai
Diện tích tiết diện
Khoảng cách trục
Góc ôm bánh đai nhỏ
Lực tác dụng lên trục
Vật liệu

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
11

Giá trị
Bánh đai nhỏ
Bánh đai lớn
d1 = 125 (mm)
d2 = 400 (mm)
da1 = 131,6 (mm)
da2 = 406,6 (mm)
B = 50 (mm)
v = 18,85 (m/s)
z = 3 đai
l = 2000 (mm)
A = 81 ((mm)2)
a = 571,11 (mm)
α1 = 152,55o
Fr = 565,38 (N)
Vải cao su

ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG
3.1. Các thông số bộ truyền
• P1 = 4,31 kW, T1 = 45019,09 (Nmm)
• n1 = 914,29 (v/ph), ubrc = 4,02
• L = 4 năm, quay một chiều, tải va đập nhẹ, làm việc 3 ca
• T1 = T, T2 = 0,95T, t1 = 15, t2 = 28
3.2. Chọn vật liệu

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu đặc biệt ,theo bảng 6.1, [1], ta
chọn:
Bánh chủ động: Thép 45 tôi cải thiện, HB 241..285, σb1 = 850 (MPa), σch1 = 580 (MPa)
Bánh bị động: Thép 45 tôi cải thiện, HB 192..240, σb2 = 750 (MPa), σch2 = 450 (MPa)

3.3. Xác định ứng suất cho phép
3.3.1. Số chu kỳ làm việc cơ sở

2,4
N HO1 =30 H 2,4
= 20,53.107 (cky )
HB1 = 30.260
2,4
N HO 2 =30 H 2,4

= 14, 71.107 (cky )
HB2 = 30.235

N FO1 = N FO 2 = 4.106 (cky )
Tuổi thọ: Lh = 4.260.3.8 = 24960 giờ
3.3.2. Số chu kỳ làm việc tương đương
3

 T 
15
28 

8
N HE1 = 60c∑  i ÷ n 1 t1 = 60  13.
+ 0,93.
÷.914, 29.24960 = 11, 28.10
15 + 28 
 15 + 28
 Tmax 

(ckỳ)

 NHE1 > NHO1 ⇒ KHL1 = 1
3

N HE 2

 T 
15
28 


7
= 60c∑  i ÷ n 1 t1 = 60 13.
+ 0,93.
÷.227, 44.24960 = 28, 05.10
15 + 28 
 15 + 28
 Tmax 

(ckỳ)

 NHE2 > NHO2 ⇒ KHL2 = 1
6

 T 
15
28 

8
N FE1 = 60c∑  i ÷ n 1 t1 = 60  16.
+ 0,96.
÷.914, 29.24960 = 9,51.10
T
15
+
28
15
+
28



 max 

(ckỳ)

 NFE1 > NFO1 ⇒ KFL1 = 1
6

N FE 2

 T 
15
28 

8
= 60c∑  i ÷ n 1 t1 = 60  16.
+ 0,96.
÷.227, 44.24960 = 2,37.10
15 + 28 
 15 + 28
 Tmax 

 NFE2 > NFO2 ⇒ KFL2 = 1
3.3.3. Ứng suất uốn cho phép

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
12

(ckỳ)

ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

Theo bảng 6.2 [1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180..350
•
•

σ°Hlim = 2HB + 70
σ°Flim = 1,8HB

SH = 1,1
SF = 1,75

Chọn độ rắn bánh chủ động HB1 = 260, bánh bị động HB2 = 235, ta có :
•
•
•
•

σ°Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.260 + 70 = 590 (MPa)
σ°Flim 1= 1,8HB1 = 1,8.260 = 468 (MPa)
σ°Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (MPa)
σ°Flim 2= 1,8HB2 = 1,8.235 = 423 (MPa)

Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF
Với KFC: Hệ số ảnh hưởng của đặt tải, quay 1 chiều ⇒ KFC = 1

⇒[σF1] = 468.1.1/1,75 = 267,43 (MPa) , [σF2] = 423.1.1/1,75 = 241,71 (MPa)
⇒ [σF] = [σF2] = 241,71 (MPa)
3.3.4. Ứng suất tiếp xúc cho phép

σ Ho lim
Z R Z V K xH K HL
SH
[σH] =
Trong đó : ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Zv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1

[σH1 ] =

σ°H lim1.K HL1 590.1
=
= 536,36
S H1
1,1
(MPa)

[σ H2 ] =

σ°H lim 2.K HL2 540.1
=
= 490,91
S H1
1,1
(MPa)

⇒

[σH] = [σH2] = 490,91 (MPa)

3.3.5. Ứng suất quá tải cho phép

Theo công thức 6.10 và 6.11, [1]:
•
•
•

[σH]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
[σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

3.4. Xác định các thông số ăn khớp

Chiều dài côn ngoài : Theo công thức 6.52a, [1]:

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
13


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

R e = K R u2 + 1 3

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

T1K Hβ
(1- K be )K be .u[σH ]2

Trong đó :
•
•

KR : Hệ số phụ thuộc vật liệu, loại răng, KR = 0,5Kđ
Kđ : Hệ số phụ thuộc loại răng : Với bánh răng côn, răng thẳng làm bằng thép Kđ =

•
•

100 (MPa1/3) ⇒ KR = 0,5.100 = 50 (MPa1/3)
Kbe : Hệ số chiều rộng vành răng, Kbe = 0,285
KHβ : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

K be .u
2 - K be

Với bánh răng côn , có
= 0,67 ⇒ Theo bảng 6.21, [1] ⇒ KHβ = 1,55
• T1 = 45019,09 (Nmm): Mômen xoắn trên trục bánh chủ động
R e = 50 4, 022 +1 3

45019, 09.1,55
= 146, 45
(1 − 0, 285).0, 285.4, 02.490, 912

(mm)
d e1 =

2 Re
u 2 +1

=

2.146, 45
4, 02 2 + 1

= 70, 70

Đường kính chia ngoài bánh nhỏ:

(mm)

Tra bảng 6.22, [1] : z1p = 17, z1 = 1,6.z1p = 1,6.17 = 27,2
⇒ z1 = 27 răng, z2 = u.z1 = 109 răng
Đường kính trung bình và môđun trung bình
•
•

dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 = (1 - 0,5.0,285).70,70= 60,63 (mm)
mtm = dm1/z1 = 60,63/27,2 = 2,23 (mm)

Môđun vòng ngoài: Tính theo công thức 6.56, [1]
mte =

m tm
2, 23
=
= 2, 6
(1- 0,5K be ) (1- 0, 5.0, 285)

•
•

(mm)

Theo bảng 6.8, [1], lấy mte theo tiêu chuẩn: mte = 2,5 (mm)
Do đó: mtm = mte(1-0,5Kbe) = 2,5.(1-0,5.0,285) = 2,14 (mm)
z 109
ut = 2 =
= 4, 04
z1 27
Tỷ số truyền thực
∆u =

ut − u1
4, 04 − 4, 02
.100% =
.100% = 0, 498% < 5%
u1
4, 02

Vậy dùng u1 = 4,02 để tính toán
Góc côn chia :
• δ1 = arctan(z1/z2 ) = arctan(27/109) = 13,91°

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
14


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

• δ2 = 90° - δ1 = 90° - 13,91° = 76,09°
Hệ số dịch chỉnh, theo bảng 6.20, [1]:
Với z1 = 27 , u = 4,02 ⇒ Chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = - x2 = 0,36
Đường kính trung bình:
• dm1 = z1.mtm = 27.2,14 = 57,78 (mm)
• dm2 = z2.mtm = 109.2,14 = 233,26 (mm)

Re = 0,5.mte z12 + z22 = 140,37
Chiều dài cô ngoài
Đường kính vòng chia:
•
•

de1 = mte.z1= 2,5x27 = 67.5 (mm)
de2 = mte.z2 = 2,5.109 = 272,5 (mm)

Chiều dài côn trung bình : Rm = Re(1 – 0,5Kbe) = 140,37(1 – 0,5.0,285) = 120,37 (mm)
Chiều rộng vành răng : b = Kbe.Re = 0,285.140,37 = 40 (mm)
Module vòng trung bình : mtm = me(1 – 0,5Kbe) = 2,14 (mm)

Chiều cao răng ngoài: he = 2hte.mte + c = 2.cosβm.mte + 0,2.mte = 5,5 (mm)
Chiều cao đầu răng ngoài:
•
•

hae1 = (hte + x1cosβm)mte = 3,4 (mm)
hae2 = 2hte.mte – hae1 = 1,6 (mm)

Chiều cao chân răng ngoài:
•
•

hfe1 = he – hae1 = 2,1 (mm)
hfe2 = he – hae2 = 3,9 (mm)

Chiều cao đỉnh răng:
•
•

dae1 = de1 + 2hae1cosδ1=74,1 (mm)
dae2 = 273,27 (mm)

3.5. Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc

2T1K H u 2 +1
0,85bd 2 m1u

Theo công thức 6.58, [1]:
σH = ZMZHZε
≤ [σH]

Trong đó :
• ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu làm bánh răng, ZM = 274 (MPa1/3)
• ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, ZH = 1,76
Zε =
•

(4 - εα )
3

Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp răng:

Với εα: Hệ số trùng khớp ngang

ε α = [1,88 - 3, 2(

1 1
1
1
+ )]cosβm = [1,88 - 3, 2( +
)]cos0 = 1, 73
z1 z2
27 109

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
15


ĐAMH: Chi tiết máy
zε =

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

(4 -1, 73)
= 0,87
3

Theo công thức 6.61, [1]: KH = KHαKHβKHv : Hệ số tải trọng tiếp xúc
• KHα: Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trong các đôi răng đồng thời ăn
•

khớp ⇒ Bánh răng côn răng thẳng nên : KHα = 1
KHβ: Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo
bảng 6.21, [1]: KHβ = 1,55
vH bd m1
2T1K Hα K Hβ

•

KHv : Hệ số tải trọng động : KHv = 1 +
vH = δ H g o v

•

d m1 (u +1)
u

vH : Tính theo công thức 6.64:
v=

Với

πd m1n π.57, 78.914, 29
=
= 2, 77
6000 0
60000

(m/s)

Theo bảng 6.13, chọn cấp chính xác 8
• δH = 0,006,
go = 56
vH = 0, 006.56.2, 77

57, 78.(4, 02 + 1)
= 7,91
4, 02

(m/s)

K Hv = 1 +

vH bd m1
7,91.40.57, 78
= 1+
= 1,13
2T1K Hα K Hβ
2.45019, 09.1.1,55

⇒ KH = KHαKHβKHv = 1.1,55.1,13 = 1,75

2.45019, 09.1, 75. 4, 02 2 + 1
σ H = 274.1, 76.0,87
= 379,31
0,85.40.57, 782.4, 02
⇒

(MPa)<[σH] = 490,91 (MPa)
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo

3.6. Kiểm nghiệm theo độ bền uốn

σ F1 =

2.T1ε.K βF .Y 1.Y .YF
0,85. b. mnm .d m1

Theo công thức 6.65, [1]:
K F = K Fβ .K Fα .K Fv
•

: Hệ số tải trọn khi tính về uốn

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
16


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

•

KFα : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng cùng ăn khớp

•

đồng thời ⇒ Bánh răng côn, răng thẳng, KFα = 1
KFβ : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng Theo
K be .u
= 0, 67
2 - K be

bảng 6.21, với

⇒ KFβ = 1,55
K Fv = 1 +

vF .b.d m1
2T1.K Fβ .K Fα

•

KFv : Hệ số tải trọng động tính theo độ bền uốn :
d ( u +1)
ν F = δF .g 0 .v m1

u
Với
, δF = 0,016 go = 56
v F = 0, 016.56.2, 77

57, 78.(4, 02 +1)
= 21, 08
4, 02

⇒

(m/s)
K Fv = 1 +

⇒

21, 08.40.57, 78
= 1,35
2.45019, 09.1,55.1

KF = 1,55.1.1,35 = 2,09
• Yβ : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng : Bánh răng côn răng thẳng ⇒ Yβ=1
• Yε : Hệ số xét đến sự trùng khớp răng : εα = 1,73 ⇒ Yε = 1/εα = 0,58
• YF1,YF2 : Hệ số dạng răng của bánh dẫn và bánh bị dẫn
Với zv1 = z1/cosδ1 = 27,82; zv2 = z2/cosδ2 = 453,42
x1 = 0,36; x2 = -0,36 , tra bảng 6.18: YF1 = 3,51; YF 2 = 3,50

σ F1 =
⇒

2.45019, 09.2, 09.0,58.1.3,51
= 91,13
0,85.40.2,14.57, 78
(MPa) < [�F1] = 267,43 (MPa)

σF2 =
⇒

YF2
3,50
σ F1 =
91,13 = 91,39
YF1
3,51

(MPa) < [�F2] = 241,71 (MPa)
Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

3.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức 6.48, [1] với :

Kqt = Tmax/T1 = 2,2

σ Hmax = σ H K qt = 379,31 2, 2 = 562,61
(MPa) < [�Hmax] = 1260 (MPa)
Theo công thức 6.49, [1]
σ F1max = σ F1 .K qt = 91,13.2, 2 = 200, 49
•

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
17

(MPa) < [�F1max] = 464 (MPa)


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

σ F2max = σ F2 .K qt = 91,39.2, 2 = 201, 06
•

(MPa) < [�F2max] = 360 (MPa)
Vậy đạt yêu cầu về khả năng quá tải

3.8. Lực
•
•
•

tác dụng lên bánh răng côn
Ft1 = Ft2 = 2T1/dm1 = 1558,29 (N)
Fr1 = Fa2 = Ft1tanαcosδ1 = 550,54 (N)
Fa1 = Fr2 = Ft1tanαsinδ1 = 136,35 (N)

Thông số bánh răng côn răng thẳng (bánh răng nhỏ – 1, bánh răng lớn – 2)
Tỷ số truyền

u = 4,02
Vật liệu, phương pháp
Thép 45, tôi cải thiện
Độ cứng bánh dẫn và bị dẫn
HB1 = 260; HB2 = 235
Module vòng chia ngoài, vòng trung bình
mte = 2,5; mtm = 2,14
Số răng bánh dẫn và bị dẫn
z1 = 27 răng; z2 = 109 răng
Góc côn chia
δ1 = 13,91°, δ2 = 76,09°
Góc ăn khớp
α = 20o
Đường kính vòng chia trung bình bánh dẫn
dm1 = 57,78 (mm)
Đường kính vòng chia trung bình bánh bị dẫn dm2 = 233,26 (mm)
Đường kính vòng chia bánh dẫn
de1 = 67,5 (mm)
Đường kính vòng chia bánh bị dẫn
de2 = 272,5 (mm)
Chiều dài côn ngoài
Re = 140,37 (mm)
Chiều cao đầu răng ngoài
hae1 = 3,4 (mm); hae2 = 1,6 (mm)
Chiều cao chân răng ngoài
hfe1 = 2,1 (mm); hfe2 = 3,9 (mm)
Chiều dài côn trung bình
Rm = 120,37 (mm)
Chiều rộng vành răng
b = 40 (mm)

Hệ số dịch chỉnh
x1 = 0.36; x2 = - 0.36
Vận tốc
v = 2,77 (m/s)
Số vòng quay
n = 914,29 (v/ph)
Cấp chính xác
8
Số giờ làm việc
Lh = 24960 giờ
Moment xoắn bánh dẫn
T1 = 45019,09 (Nmm)
Moment xoắn bánh bị dẫn
T2 = 174674,64 (Nmm)
Lực vòng có ích
Ft1 = Ft2 = 1558,29 (N)
Lực hướng tâm
Fr1 = Fa2 = 550,54 (N)
Lực dọc trục
Fa1 = Fr2 = 136,35 (N)

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
18


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

PHẦN 4: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
NGHIÊNG
4.1. Các thông số bộ truyền
• P2 = 4,16 kW, T2 = 174674,64 (Nmm)
• n2 = 227,44 (v/ph), ubrc = 4,02
• L = 4 năm, quay một chiều, tải va đập nhẹ, làm việc 3 ca
• T1 = T, T2 = 0,95T, t1 = 15, t2 = 28
4.2. Chọn vật liệu

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu đặc biệt ,theo bảng 6.1, [1], ta
chọn:
Bánh chủ động: Thép 45 tôi cải thiện, HB 241..285, σb1 = 850 (MPa), σch1 = 580 (MPa)
Bánh bị động: Thép 45 tôi cải thiện, HB 192..240, σb2 = 750 (MPa), σch2 = 450 (MPa)
4.3. Xác định ứng suất cho phép
4.3.1. Số chu kỳ làm việc cơ sở
2,4
N HO1 =30 H 2,4
= 20,53.107 (ck )
HB1 = 30.260
2,4
N HO 2 =30 H 2,4
= 14, 71.107 ( ck )
HB2 = 30.235

N FO1 = N FO 2 = 4.106 (ck )
Tuổi thọ: Lh = 4.260.3.8 = 24960 giờ
4.3.2. Số chu kỳ làm việc tương đương
3

 T 
15
28 

8
N HE1 = 60c∑  i ÷ n 1t1 = 60 13.
+ 0,93.
÷.227, 44.24960 = 2,81.10
15 + 28 
 15 + 28
 Tmax 

(ckỳ)

 NHE1 > NHO1 ⇒ KHL1 = 1
3

N HE 2

 T 
15
28 

7
= 60c∑  i ÷ n 1 t1 = 60 13.
+ 0,93.
÷.60, 01.24960 = 7, 4.10
T
15
+

28
15
+
28


 max 

(ckỳ)

 NHE2 > NHO2 ⇒ KHL2 = 1
6

 T 
15
28 

8
N FE1 = 60c∑  i ÷ n 1 t1 = 60 16.
+ 0,96.
÷.227, 44.24960 = 1,18.10
15 + 28 
 15 + 28
 Tmax 

(ckỳ)

 NFE1 > NFO1 ⇒ KFL1 = 1
6

N FE 2

 T 
15
28 

7
= 60c∑  i ÷ n 1 t1 = 60 16.
+ 0, 96.
÷.60, 01.24960 = 3,11.10
15 + 28 
 15 + 28
 Tmax 

 NFE2 > NFO2 ⇒ KFL2 = 1
4.3.3. Ứng suất uốn cho phép

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
19

(ckỳ)


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

Theo bảng 6.2, [1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180..350 :

• σ°Hlim = 2HB + 70
SH = 1,1
• σ°Flim = 1,8HB
SF = 1,75
Chọn độ rắn bánh chủ động HB1 = 260, bánh bị động HB2 = 235, ta có :
• σ°Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.260 + 70 = 590 (MPa)
• σ°Flim 1= 1,8HB1 = 1,8.260 = 468 (MPa)
• σ°Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (MPa)
• σ°Flim 2= 1,8HB2 = 1,8.235 = 423 (MPa)
Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF
Với KFC: Hệ số ảnh hưởng của đặt tải, quay 1 chiều ⇒ KFC = 1
⇒ [σF1] = 468.1.1/1,75 = 267,43 (MPa)
⇒ [σF2] = 423.1.1/1,75 = 241,71 (MPa)
4.3.4. Ứng suất tiếp xúc cho phép

σ Ho lim
Z R Z V K xH K HL
SH
[σH] =
Trong đó :
•
•
•

ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Zv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1

[σ H1 ] =
⇒

σ°H lim1.K HL1 590.1
=
= 536,36
S H1
1,1
(MPa)

[σ H2 ] =
⇒

(MPa)
[σ H ] =

⇒

σ°H lim2.K HL2 540.1
=
= 490,91
S H1
1,1
[σ H 1 ] + [σ H 2 ]
= 513, 64
2

(MPa)

4.3.5. Ứng suất quá tải cho phép

Theo công thức 6.10 và 6.11, [1]:
• [σH]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
• [σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
• [σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

4.4. Xác định khoảng cách trục

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
20


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

Theo công thức 6.15a [1]:

aw = K a (u + 1) 3

T2 .K H β

ψ ba .[ σ H ] .u
2

= 43.(3,79 + 1) 3

174674, 64.1, 05

= 172
513, 642.3, 79.0,315
(mm)

Trong đó:
•
•
•

Ka = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, bảng 6.5
ψba = bw/aw = 0,315, tra bảng 6.6 [1], ψbd = 0,53ψba(u+1) = 0,8
KHβ = 1,05: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
tra bảng 6.7 [1]

⇒ Chọn aw = 200 (mm) ⇒ bw = aw. ψba = 64 (mm)
4.5. Xác định các thông số ăn khớp

m = (0, 01 ÷ 0, 02)aw = 2 ÷ 4

Theo công thức 6.17 [1],
⇒ Tra bảng 6.8 [1], ta chọn m = 3 (mm)
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 12°
z1 =

(mm)
2aw cos β 2.200.cos12°
=
= 27, 23
m(u + 1)
3.(3, 79 + 1)

Theo công thức 6.31 [1], số răng bánh nhỏ
Chọn z1 = 27 răng, z2 = uz1 = 102,33 ⇒ z2 = 102 răng
z
um = 2 = 3, 78
z1
Tỷ số truyền thực:
m(u + 1) z1
3(3, 78 + 1).27
β = arccos
= arccos
= 14, 55°
2 aw
2.200
Góc nghiêng răng:
Đường kính chia:
• d1 = mz1/cosβ = 83,68 (mm)
• d2 = mz2/cosβ = 316,14 (mm)
a
z +z
200 27 + 102
y= w − 1 2 =
−
= 2,17
m
2
3
2
Hệ số dịch tâm:
Đường kính lăn:

2 yd1
2 yd 2
d w1 = d1 +
= 86,5(mm)
d w2 = d 2 +
= 326, 78(mm)
z1 + z2
z1 + z2
Đường kính đỉnh răng:
• da1 = d1 + 2m = 89,68 (mm)
• da2 = d2 + 2m = 322,14 (mm)
Đường kính đáy răng:
• df1 = d1 – 2,5m = 76,18 (mm)
• df2 = d2 – 2,5m = 308,64 (mm)
Đường kính cơ sở :
• db1 = d1cosα = 78,63 (mm)

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
21


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

•

db2 = d2cosα = 297,07 (mm)

Góc profin gốc: α = 20°
tan α
tan 20°
α t = arctan
= arctan
= 20,60°
cos β
cos14,55°
Góc profin răng:
α tw = α t = 20, 60°
Góc ăn khớp:
4.6. Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc

σ H = Z M Z H Zε

2T2 K H (u + 1)
b w d 2 w1u

Theo công thức 6.33, [1]:

≤ [σH]

Trong đó :
•

•

ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu làm bánh răng, ZM = 274 (MPa 1/3)
2 cos βb
ZH =

= 1, 72
sin 2α tw
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,

βb = arctan(cos α t .tan β ) = 13, 66°
ε β = bw sin β / ( mπ ) = 1, 68
Hệ số trùng khớp dọc:

Zε =

1
= 0, 77
εα

•

Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp răng :
Với εα : Hệ số trùng khớp ngang :

ε α = [1,88 -3, 2(

1 1
1
1
+ )]cosβ = [1,88 - 3, 2( +
)]cos14,55° = 1, 67
z1 z2
27 102

Theo công thức 6.61, KH = KHαKHβKHv = 1,13.1,05.1,01 = 1,20: Hệ số tải trọng tiếp xúc.

•
•

KHβ : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo
bảng 6.7: KHβ = 1,05
KHv : Hệ số tải trọng động
v b d
1, 09.63.86,5
K Hv = 1 + H w w1 = 1 +
= 1, 01
2T2 K Hα K Hβ
2.174674, 64.1, 05.1,13

•

vH = δ H g 0 v

Trong đó: vH tính theo công thức 6.64:

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
22

aw
u


ĐAMH: Chi tiết máy
v=

Với

Đề: 14 - Phương án: 16

πd w1n π.86,5.227, 44
=
= 1, 03
6000 0
60000

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

(m/s)

Theo bảng 6.13, [1] chọn cấp chính xác 9
vH = 0, 002.73.1, 03

Tra bảng 6.15 và 6.16, δH = 0,002 go = 73 ⇒

200
= 1, 09
3, 78

(m/s)

KHα=1,13: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,
tra bảng 6.14 [1]

σ H = 274.1,72.0, 77

2.174674, 64.1, 20.(3, 78 + 1)

= 384,83
63.86,52.3,78

⇒

(MPa)<[σH] = 490,91 (MPa)

Theo 6.1, [1] với v=1.03 (m/s) < 5 (m/s), Zv=0,85, với cấp chính xác động học là 9, chọn
cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra=2,5μm do đó
ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng da < 700(mm), KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) [1]
[�H]cx = [�H].Zv.ZR.KxH = 513,64.0,85.0,95.1 = 414,76 (MPa)
Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc
4.7. Kiểm nghiệm theo độ bền uốn

σ F1 =

2.T2ε.KβF .Y 1.Y .YF
bw . m.d w1

Theo công thức 6.43, [1]:
K F = K Fβ .K Fα .K Fv
•
•

= 1,12.1,37.1,03 = 1,58 : Hệ số tải trọn khi tính về uốn
KFα = 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng cùng ăn

khớp đồng thời
KFβ = 1,12: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
v .b .d

K Fv = 1 + F w w1
2T2 .K Fβ .K Fα
•
Hệ số tải trọng động tính theo độ bền uốn
a
ν F = δ F .g 0 .v w
u
Với
, δF = 0,006
go = 73
•

v F = 0, 006.73.1, 03

200
= 3, 28
3, 78

⇒

(m/s) ⇒
•
•
•
•

3, 28.63.86,5
= 1, 03
2.174674, 64.1,12.1,37

Yβ = 1- β/140 = 0.90 : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng
Yε = 1/εα = 0,60: Hệ số xét đến sự trùng khớp răng
YF1,YF2 : Hệ số dạng răng của bánh dẫn và bánh bị dẫn:
zv1 = z1/cos3β = 30; zv2 = z2/cos3β = 112

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
23

K Fv = 1 +


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

• YF1 = 3,8; YF 2 = 3,6
Với m = 3 (mm), YS=1,08 – 0,0695ln(3)=1,004; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1

(da < 400(mm)), do đó theo (6.2) và (6.2a), [1]
⇒ [�F1] = [�F1].YR.YS.KxF = 267,43.1,004.1.1 = 268,50 (MPa)
⇒ [�F2] = [�F2].YR.YS.KxF = 241,71.1,004.1.1 = 242,68 (MPa)

σ F1 =
⇒

(MPa) < [�F1]

σF2 =

⇒

2.174674, 64.1,58.0, 60.0,90.3,8
= 71, 62
63.86,5.3
YF2
3, 6
σF1 =
71, 62 = 67,85
YF1
3,8

(MPa) < [�F2]

Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo
4.8. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức 6.48, [1] với :

Kqt = Tmax/T1 = 2,2

σ Hmax = σ H K qt = 397,80 2, 2 = 590,03
(MPa) < [�Hmax] = 1260 (MPa)
Theo công thức 6.49, [1]

σ F1max = σ F1.K qt = 71, 62.2, 2 = 157,56
•

(MPa) < [�F1max] = 464 (MPa)

σ F2max = σ F2 .K qt = 67,85.2, 2 = 149, 27
•

(MPa) < [�F2max] = 360 (MPa)

Vậy đạt yêu cầu về khả năng quá tải
4.9. Lực tác dụng lên bộ truyền
• Ft3 = Ft4 = 2T2/dw1 = 4038,72 (N)
• Fr3 = Fr4 = Ft3tanαtw/cosβ = 1568,35 (N)
• Fa3 = Fa4 = Ft3tanβ = 1048,25 (N)

Thông số bánh răng trụ răng nghiêng (bánh răng nhỏ – 3, bánh răng lớn – 4)
Vật liệu, phương pháp
Thép 45, tôi cải thiện

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
24


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

Độ cứng bánh dẫn và bị dẫn
Khoảng cách trục
Module
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Số răng bánh dẫn và bị dẫn
Đường kính chia

Đường kính lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Đường kính cơ sở
Góc nghiêng răng
Góc ăn khớp
Góc profin răng
Góc profin gốc
Hệ số dịch chỉnh
Vận tốc
Số vòng quay
Cấp chính xác
Số giờ làm việc
Moment xoắn bánh dẫn
Moment xoắn bánh bị dẫn
Lực vòng có ích
Lực hướng tâm
Lực dọc trục

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
25

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

HB1 = 260; HB2 = 235
aw = 200 (mm)
m = 3 (mm)
bw = 64 (mm)
u = 3,78
z1 = 27 răng, z2 = 102 răng

d1 = 83,68 (mm), d2 = 316,14 (mm)
dw1 = 86,5 (mm), dw2 = 326,78 (mm)
da1 = 89,68 (mm), da2 = 322,14 (mm)
df1 = 76,18 (mm), df2 = 308,64 (mm)
db1 = 78,63 (mm), db2 = 297,07 (mm)
β = 14,55o
αw = 20,60o
αt = 20,60o
α=20o
x1 = x2 = 0
v = 1,03 (m/s)
n = 227,44 vòng/phút
9
Lh = 24960 giờ
T2 = 174674,64 (Nmm)
T3 = 646108,98 (Nmm)
Ft3 = Ft4 = 4038,72 (N)
Fr3 = Fr4 = 1568,35 (N)
Fa3 = Fa4 = 1048,25 (N)