Đồ án nguyê lý chi tiết máy hộp giảm tốc khai triển

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Chọn động cơ điện:
1.1.1.Xác định công suất trên trục động cơ điện:
Công suất truyền trên trục làm việc:

Plv

=

F .v
13500.0,28
=
= 3,78( kw)
1000
1000

Plv

η

Pyc
Công suất yêu cầu:

=

Hiệu suất truyền động:

η = η1.η 2 .η3 ... = η k .ηol4 .ηbr2 .η x

(công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1])

Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có:

ηx

Hiệu suất bộ truyền xích:

ηk

Hiệu suất nối trục di động:

η ol

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn:
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ:
=>

η=

Pyc
Ta được:

η br

1.0,994.0,972.0,96 = 0,868

Plv
=

η

=

3,78
≈ 4,36 (kw)
0,868

Ptd
Công suất tương đương:

= 0,96

Pyc .β
=

=1
= 0,99
=0,97


Hệ số tải trọng thay đổi:

β =

T12 .t1 + T22 .t 2
=
tck

=>

Ptd

=

12.3,5 + 0,66 2.4
≈ 0,6553
8

Plv .β = 4,36.0,6553 ≈ 2,86 (kw)

1.1.2.Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện:

nsb = nlv .ut
Ta có số vòng quay sơ bộ :

nlv

ut

: Số vòng quay của trục máy công tác

: Tỉ số truyển của hệ dẫn động

Số vòng quay của trục máy công tác (đĩa xích):

nlv

=

60000.v 60000.0,28
=

≈ 17,6
π .D
π .304

(vòng/phút)

ut = u h .u x

Tỉ số truyển của hệ dẫn động :

Theo bảng 2.4 ( TKHDDI) tỉ số truyển nên dùng cho bộ truyền trong hệ:

uh

= 14

;

ux

=3

ut = u h .u x = 14.3 = 42

Vậy:
1.1.3:Chọn động cơ.

n sb = nlv .u t = 17,6.42 ≈ 739,2

(vòng/phút)

(3)


Chọn động cơ phải thỏa mãn các yêu cầu sau:

Pđc ≥ Ptc
nđb ≥ nsb
Tk
T
≥ mm
Tdn
T1
Tra bảng P1.1 đến P1.7 ta chọn động cơ có các thông số thoản mãn như sau:
Kiểu động cơ

4A132M8Y3

Công suất
(Kw)

Vận tốc
quay(v/p)

cosφ

η%

Tmax
Tdn

Tk
Tdn

5,5

716

0,74

83

2,2

1,8

1.2. Phân phối tỷ số truyền:
1.2.1Tỷ số truyền:

ut =

n đc 716
=
≈ 40,7
n lv 17,6

1.2.2Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động:

u t = u n .u h
Với un = ux = 3 (đã chọn)

uh =
=>

u t 40,7
=
= 13,57
un
3

Mặt khác uh = u1.u2
Theo công thức thực nghiệm ta có:


u1 = (1,2 ÷ 1,3)u 2

=> 1,3

u 22

Chọn u1 = 1,3u2

≈
= 13,57 => u2 3,23

=> u1 = 1,3.3,23 = 4,2
1.2.3. Tính lại giá trị un theo u1 và u2 trong hộp giảm tốc

Un =

ut
40,7
=
≈3
u1 .u 2 4,2.3,23

1.2.4.Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục:
Dựa vào Pct và sơ đồ hệ dẫn động:


Công suất trên các trục:

p3 =

plv
3,78
=
= 3,82 (kw)
η k .η ol 0,97.0,99

p2 =

p3
3,82
=
≈ 3,98
η br .η ol 0,97.0,99

p1 =

(kw)

p2
3,98
=
= 4,15(kw)
η br .η ol 0,97.0,99

pđc =

p1
4,15
=
≈ 4,23(kw)
η ol .η ol 0,99.0,99

 Số vòng quay trên các trục:

n1 = nđc = 716

(v/ ph)


n2 =

n1 716
=
= 170,48(v / ph)
u1 4,2

n3 =

n2 170,48
=
= 52,78(v / ph)
u2
3,23

nmct =

n1 52,78
=
≈ 17,6(v / ph)
un
3

 Momen xoắn trên các trục:

T1 = 9,55.10 6

p1
4,15
= 9,55.10 6.
= 55352( Nmm)
n1
716

T2 = 9,55.10 6

p2

3,98
= 9,55.10 6.
= 222953( Nmm)
n2
170,48

T3 = 9,55.10 6

p3
3,82
= 9,55.10 6.
= 691190( Nmm)
n3
52,78

Tmct = 9,55.10 6

pmct
4,23
= 9,55.10 6.
≈ 2295256( Nmm)
nmct
17,6

Tđc = 9,55.10 6

pđc
5,5
= 9,55.10 6.
≈ 73358,94( Nmm)

nđb
716

Vậy kết quả tính toán thu được là:
Trục
Động cơ

I

II

III

Máy công


Thông số

tác

Công suất
P(kw)

5,5

Tỷ số truyền u
Số vòng quay

4,15
1

3,98
4,2

3,82
3,23

3,78
3

n (v/ph)
Momen xoắn

716

716

107,48

52,78

17,6

T (Nmm)

73359

55352

222953

691190

2295256

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1. Chọn loại xích:
 Vì tải trọng xích va đập, vận tốc thấp nên chọn xích con lăn.


Chọn xích con lăn có 1 dãy

2.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
Với ux = 3 (đã chọn)
Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 25
Số răng của đĩa xích lớn:
z2 = ux.z1 = 3.25 = 75< zmax = 120
Theo công thức 5.3 tài liệu [1] ta có công thức tính toán:
Pt = P.k.kz.kn
z1 = 25 => kz = 25/z1 = 1
Chọn n01 = 50 (vg/ph)
=> kn = n01/nIII = 50/52,78 = 0,95
Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 tài liệu [1] ta có:
K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
K0 = 1 (tâm đĩa xích so với phương ngang <600)
Ka = 1 (chon a = 40p)


Kđc = 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)
Kbt = 0,8 (môi trường làm việc không bụi,chất lượng bôi trơn I)

Kđ = 1,2 (va đập nhẹ)
Kc = 1,25 (làm việc 2 ca/ngày)
=> k = 0,8.1,2.1,25.1.1.1 = 1,2
Thay vào công thức 5.3 ta được:
Pt = 3,82.1.1,2.0,95=4,36 (kw)
Theo bảng 5.5 với k01, xích 1 dãy. Ta chọn bước xích p= 31,75 (mm)
Khoảng cách trục:
a = 40.p = 40.31,75 = 1270 mm
Theo công thức 5.12 tài liệu [1] ta có số mắt xích:

2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) 2 . p
x=
+
+
p
2
4π 2 .a
x=

2.1270 (25 + 75) (75 − 25) 2 .31,75
+
+
≈ 131,59
31,75
2
4.3,14 2 .1270

Lấy số mắt xích chẵn: x = 132 (mắt)
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu [1]
ac = a + 0,5(xc – x)p = 1270 + 0,5(132 – 131,59).31,75 = 1276,5 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm a 1 lượng

∆a

= 0,003.a = 0,003.1276,5= 3,83(mm)

Do đó a = 1276,5- 3,83 = 1272,67 (mm)
Số lần va đập của xích theo công thức 5.14 tài liệu [1]

i=

z1 .n3 25.52,78
=
≈ 0,67 ≤ [ i ] = 15
15.x
15.132

∆a


2.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền:

s=
Theo công thức 5.15 tài liệu [1]:

Q
k đ .Ft + F0 + Fv

Theo bảng 5.2 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 88,5 (kN).
Khối lượng 1 mét xích q1 = 3,8 kg

Kđ = 1,2 (chế độ làm việc trung bình)

v=

z1 . p.n3 25.31,75.52,78
=
= 0,7(v / ph)
60000
60000

⇒ Ft =

1000.P 1000.3,82
=
≈ 5457( N )
v
0,7

Fv -lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 =3,8.0,72 1,86 (N)
F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a
Với f = 0,015.a = 0,015. 1272,67= 19,1
Lấy kf = 2 (vì góc nghiêng đường nối tâm < 600)
=> F0 = 9,81.2.3,8. 1,27267 (N)

s=
Do đó:

88500
= 13,3
1,2.5457 + 94,9 + 1,86

Theo bảng 5.10 với n = 50 vg/ph, [s] = 7. vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
2.4. Đường kính đĩa xích:
Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 :

d1 =

p
31,75
=
= 253,3(mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z1
25


d2 =

p
31,75
=
= 758,2(mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z2

75
π

da1 = p[0,5 + cotg( /z1)] = 267,2 (mm)
π

da2 = p[0,5 + cotg( /z2)] = 773,4 (mm)
df1 = da1– 2r = 267,2 – 2.9,63 =247,96 (mm)
df2 = da2 – 2r = 773,4 – 2.9,63 =763,77 (mm)
với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,63 (theo bảng 5.2)
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức 5.18 tài liệu [1] ta có:

σ H = 0,47 k r ( Ft .k đ . + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ]
Trong đó:
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25
Kr2 = 0,2 ứng với Z2 = 75
Kd = 1

do bộ truyền xích một dãy.

Kđ = 1,2

hệ số tải trong động.

Fvd : lực va đập trên một dãy xích:(N).
Fvd = 13.10-7 n3.p3.m = 13.10-7. 52,78.1.31,753 2,2 (N).
E: Mođun đàn hồi:

E = 2,1.105 Mpa.

A = 262 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1])

[σ H ]

ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1].

Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.


σ H1

0,42.( 5457.1,2 + 2,2).2,1.10 5
= 0.47
262.1

698 Mpa

Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.

σ H2

0,14.( 5457.1,2 + 2,2).2,1.10 5
= 0.47
262.1

403Mpa.

Như vậy theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho các đĩa xích
ta dùng thép C45 tôi ram đạt độ rắn bề mặt HRC45

Ứng suất tiếp xúc cho phép [
Thấy:

σH ≤

[

σH

σH

] = 800 (Mpa)

] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2.5. Xác định các lực tác dụng lên trục:
F r = Kx F t
Với Kx : hệ số bể đến trọng lượng tính xích Kx = 1,15(do bộ truyền nằm ngang)
⇒ Fr = 1,15.5457 = 6275,55 N

CÁC THÔNG SỐ BỘ CHUYỀN
Công suất tính toán
Tỉ số truyền
Số răng đĩa xích
Số mắt xích
Bước xích
Khoảng cách trục
Đường kính đĩa xích
Đường kính đỉnh răng
Đường kính chân răng

Lực tác dụng lên trục

Pt=436kw
Ux=3
Số răng đĩa xích nhỏ z1=25
Số răng đĩa xích nhỏ z2=75
X=132
p = 31,75 mm
1272,67 mm
d1=253,3 mm
d2=758,2 mm
da1=267,2 mm
da2=773,4 mm
df1=247,96 mm
df2=763,77 mm
Fr=6275,55 N


PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC:
3.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 241

÷

285, có

σ b1

= 850 MPa ,

σ ch1

= 580 MPa

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 192

÷

σ b2

240 , có

= 750 MPa,

σ ch 2

= 450 MPa

Phân cấp tỷ số truyền: Uh = 13,57 ; cấp nhanh
U1 =4,2 ; cấp chậm U2 = 3,23
Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180

σ 0 H lim1 = 2.HB1 + 70

;

σ H = 1,1

;

σ 0 F lim = 1,8 HB

;

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230.

σ H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560

MPa.

÷

s F = 1,75

350.


σ F lim1 = 1,8.245 = 441

MPa.

σ H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530

σ F lim2 = 1,8.230 = 414

MPa.

MPa.

Theo công thức 6.5 tài liệu [1]:

N HO = 30.H 2, 4 HB
Do đó:

N OH 1 = 30.2452, 4 = 1,6.10 7
N OH 2 = 30.2302,4 = 1,39.10 7
Theo công thức 6.7 tài liệu [1]
∑

NHE = 60.C ( Ti / Tmax)3 .niti

∑ ∑

NHE2 = 60.C (n1/u1) ti (Ti /Tmax)3

= 60.1

716
4,2

ti
∑ ti

.12000(13.0,4375+0,663.0,5)

= 6,69.107
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1 suy ra NHE1 > NHO1 Do đó KHL1 =1
Như vậy theo công thức 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được:

[

σH

σ
]=

0
Him

K HL
SH


[

[

σH

σH

σ
]1 =

σ

]2 =

K

HL1
0
Him1 S H

0
Him2

K HL 2
SH

=

=

560.1
1,1
530.1
1,1

= 509

Mpa.

= 481,8

Mpa.

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng:
[

σH

’

] = min([

σH

]1 ; [

σH

]2) = 481,8

Mpa.

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng.

[

σH

]” =

[σ H ]1 + [σ H ] 2
2

=

509 + 481,8
2

= 495,4

Theo công thức 6.8 tài liệu [1].
∑

NFB = 60C (Ti/Tmax)MFni Ti
Theo bảng 6.4 tài liệu [1] ta xác định được mF = 6
⇒

NFB = 60.1.

716
4,2

.12000(16.0,4375 + 0,666.0,5) = 8,047.

Thấy NFB2 > NF0 do đó KFL2 = 1
Tương tự KFL1 = 1.
Theo 6.2a tài liệu [1] bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1.
[

σ F1

]=

=
[

σ F2

]=

σ F0 lim1

.KFC.KKL / SF.

441.1.1
1,75

σ F0 lim 2

= 252 Mpa.

. KFC. KFL / SF.

Mpa.


=

414.1.1
1,75

= 236,6 Mpa.

Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1].
[
[
[

σH

]max = 2,8

σ F1
σF2

]max = 0,8

]max = 0,8

σ ch 2

σ ch1

σ ch 2

= 2.8.450 = 1260 Mpa.
= 0,8.580 = 464 Mpa.
= 0,8.450 = 360 Mpa.

3.2. Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng)

Banh rang thang

3.2.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).
3

±

aw1 = Ka( u 1)

T1 .K Hβ
[σ H ] R U 1 .ψ ba

Trong đó :
ψ ba

: Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Chọn

ψ ba

=

0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1].
Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.( Răng thẳng tra bảng 6.5 lấy Ka = 49,5)


ψ bd

= 0,53

ψ ba

(U1+1) = 0,53.0,3.(4,2+1) = 0,83

Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH
3

⇒

β

= 1,3 ( sơ đồ 3).

55352.1,3
481,8 2.4,2.0,3

aw1 = 49,5(4,2+1)

= 161,29 mm

Lấy aw1 = 161 mm.
3.2.2. Xác định các thông số ăn khớp:

÷

Môđun: m = (0,01 0,02)aw1 = (0,01

÷

0,02)161 = 1,61

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 2.
Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.19 tài liệu[1].

Z1 =

2a w1
m(u1 + 1)

=

2.161
2.( 4,2 + 1)

= 30,96 lấy Z1 = 31

Số răng bánh lớn :
Z2 = U1.Z1 = 4,2.31 = lấy Z2 = 130

Do đó : aw1 =

m( Z 1 + Z 2 )
2

=

2.( 31 + 130)
2

= 161 mm

Tỷ số truyền thực sẽ là:

Um =

Z2
Z1

=

130
31

= 4,2

3.2.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền:
Góc profin gốc:

α = 20 0

Góc nghiêng răng:

(theo TCVN 1065 – 71)

β = 0 0 ⇒ cos β = 1

÷

3,22

Khoảng cách trục: aw = 161
Môđun:

m=2

Tỷ số truyền:

um = 4,2

mm

Hệ số dịch chỉnh: x = 0
Số bánh răng:

Z1 = 31;

Z2 = 130

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta xác định được:
Đường kính vòng chia:

d1 = m.

d 2 = m.

z1
31
= 2. = 62
cos β
1

z2
130
= 2.
= 260
cos β
1

(mm)

(mm)

Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 62 + 2.2 = 66 (mm)
da2 = d2 + 2.m = 260 + 2.2 = 264 (mm)
Đường kính vòng lăn:
dw1 = 2.aw1/(um + 1) = 2.161/(4,2 + 1) = 61,92 (mm)
dw2 = dw1.um = 61,92.4,2 = 260,1 (mm)
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m = 62 – 2,5.2 = 57 (mm)
df2 = d2 – 2,5.m = 260 – 2,5.2 = 255(mm)
Chiều rộng vành răng:
ψ
bw = ba.aw1 = 0,3.161 = 48,3 (mm)
Hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta có:

εα =

[1,88 – 3,2.(1/Z1 + 1/Z2)].cos

β

= 1,75


Góc ăn khớp: theo công thức 6.27 tài liệu [1] ta có
cos α tw =

Z t .m. cos α (31 + 130).2. cos(20)
=
= 0,9396 ⇒ α wt = 20 0
2.a w
2.161

3.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.T1 .K H (u + 1)
≤ [σ H ]
bw .u1 .d w21

Trong đó:
Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5 tài
Zm = 274 (Mpa1/3).

liệu [1]

ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 tài liệu [1] ta
có:

ZH =

Zε

2. cos β b
2.1
=
= 1,74
sin 2α tw
sin 2.20 0

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Zε =

4 − εα
=
3

4 − 1,75
= 0,87
3

Vận tốc vòng của bánh răng:
v=

π .d w1 .n1 3,14.61,92.716
=
= 2,32 m / s

60000
60000

Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 8
6.16 tài liệu [1] ta có
6.15 tài liệu [1] ta có

g0 = 56
δ H = 0,006


δ F = 0,016

Vậy theo công thức 6.42 tài liệu [1]
v H = δ H .g 0 .v
K Hα

aw
161
= 0,006.56.2,32.
= 4,83
um
4,2

: Hệ số sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng thẳng:

K Hv = 1 +
Do đó:

K Hα

= 1,05

v H .bw .d w1
4,83 .48,3.61,92
= 1+
= 1,1
2.T1 .K Hβ .K Hα
2.55352.1,3.1,05

K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1,3.1,05.1,1 = 1,5
Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.T1 .K H (u + 1)
2.55352.1,5.5,2
= 274.1,74.0,87 .
= 437 Mpa
2
bw .u1 .d w1
48,3.4,2.61,92 2

Theo 6.1 tài liệu [1]:

v = 2,32 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,925.3,280,05

Cấp chính xác 8 nên cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5...1,25
Do đó:

ZR = 0,95

Với da < 700 (mm) => KxH = 1
Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:

[σ H ] = [σ H ]'.Z v .Z R .K xH
Ta thấy

σ H ≤ [σ H ]

= 495,4.1.0,95.1 = 470,63 Mpa

vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

µm

≈

.

1


σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1 .d w1 .m

≤ [σ F 1 ]

Trong đó:

Yε =
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:

β0
Yβ = 1 −
=1
140

Z v1 =

Z1
= 31
cos 3 β

Z v2 =

Z2
= 130
cos 3 β

Số răng tương đương:

1

1
=
= 0,575
ε α 1,74

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp tính về uốn: KF
v F = δ F .g 0 .v.

a w1
161
= 0,016.56.2,32.
= 12,87
um
4,2

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

K Fv = 1 +

v F .bw .d w1
12,87 .48,3.61,92
=1+
= 1,2
2.T1 .K Fβ .K Fα
2.55352.1.43.1,22

Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1].

K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,43.1,22.1,2 = 2,1

Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:

α

=1


σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1 .m

=

2.55352.0,575.1.3,8
= 80 ,88
48,3.61,92

σ F 1 ≤ [σ F 1 ] = 252 Mpa
Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

σ F2 =

σ F 1 .YF 2 80 ,88 .3,6
=
= 76,62 ≤ [σ F 2 ] = 236,6 Mpa
YF 1
3,8

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

K qt =
Hệ số quá tải:

Tmax
= 1,69
T
σ H max = σ H . K qt = 526,98 Mpa < [σ H max ] = 1260 Mpa

Ứng suất tiếp xúc cực đại:
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:
σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 136,69 Mpa < [σ F 1 max ] = 464 Mpa
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 129,5 Mpa < [σ F 2 max ] = 360 Mpa

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Khoảng cách trục
Mô đun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số chỉnh dịch
Đường kính chia
Đường kính đỉnh răng

aw = 161 (mm)
m=2
bw = 48,3(mm)
u1= 4,2

β= 0
z1= 31
z2= 130
x1= 0
d1= 62(mm)
d2= 260(mm)
da1 = 66 (mm)


Đường kính đáy răng
Đường kính vòng lăn
Hệ số trùng khớp ngang

da2 = 264 (mm)
df1 = 57 (mm)
df2 = 255(mm)
dw1 = 61,92 (mm)
dw2 = 260,1 (mm)

εα =

1,75

Góc ăn khớp

α wt = 20 0

Vận tốc vòng của bánh răng

v= 2,32 (m/s)

Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc

σ H = 437 Mpa

3.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng):

Banh rang nghieng
3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

a w 2 = K a (u + 1)3

TII .K Hβ

[σ H ] "2 .u 2 .ψ ba

Trong đó:
Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 tài
liệu [1] ta có Ka = 43


β

KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
ψ bd = 0,53.ψ ba (u 2 + 1) = 0,53.0,3.( 3,23 + 1) = 0,67

tính về tiếp xúc. Với:

Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được: KH

a w 2 = 43(3,23 + 1)3

Lấy

a w2

β

= 1,27;

β

KF = 1,42 (ứng với sơ đồ 3)

222953.1,27
= 192,78 mm
495,4 2.3,23.0,3

= 193 mm

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp:
Môđun: m = (0,01...0,02).

a w2

= (0,01...0,02).144 = 1,93...3,86. Chọn môđun tiêu

chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh: m =2
Chọn

β = 300 ⇒ cos β = 0,866

Số răng bánh nhỏ: theo công thức 6.31 tài liệu [1]
Z1 =

2a w 2 . cos β 2.193.0,866
=
= 39,51
m(u 2 + 1)
2(3,23 + 1)

lấy Z1 = 40

Số răng bánh lớn:
Z2 = u2.Z1 = 3,23.40 = 129,2

lấy Z2 = 129

Do đó tỷ số truyền thực: um = Z2/Z1 = 3,23
cos β =

Khi đó:

m( Z1 + Z 2 ) 2(40 + 129)
=
= 0,875 ⇒ β = 28 0 57 '18"
2a w 2
2.193

3.3.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền:

Góc prôfin gốc:

α = 20 0

Góc nghiêng răng:

Góc prôfin răng:

(Theo TCVN 1065 – 71)

β = 28 057'18"

 tg 20 0 
 tg α 
 = 22 0 35 '8 ''
 = arctg 
α 1 = arctg 
 cos β 
 0,875 

Góc ăn khớp:
cos α tw =

Z t .m. cos α (40 + 129).2. cos 20 0
=
= 0,82 ⇒ α tw = 34 0 37 '' 47 '
2.a w 2
2.193

Khoảng cách trục: aw2 = 193 mm, vì răng nghiêng nên không dịch chỉnh trục.
Môđun: m = 2
Chiều rộng vành răng:

bw = ψ ba .a w 2 = 0,3.193 = 57,9mm

Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 40; Z2 = 129.
Tỷ số truyền cấp chậm: Um = 3,23
Đường kính vòng chia:
d1 = m

Z1
40
=2
= 91.43mm
cos β
0,875

d2 = m

Z2
129
=2
= 294,86 mm
cos β
0,875

Đường kính vòng lăn:
d w1 =

2a w 2
2.193
=
= 91.25mm
u m + 1 3,23 + 1

d w 2 = d w1 .u m = 91,25.3,23 = 294,74mm

Đường kính đỉnh răng:


da1 = d1 + 2m = 91,43 + 2.2 = 95,43 mm
da2 = d2 + 2m = 294,86+2.2 =298,86 mm
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5m =91,43– 2,5.2 =86,43 mm
df2 = d2 – 2,5m =294,86– 2,5.2 = 289,86 mm
Hệ số trùng khớp ngang:

 1

1 
1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2 + . cos β = 1,88 − 3,2 +
.0,875 = 1,55
Z
Z
40
129




2 
 1


Hệ số trùng khớp dọc:

bw .sin β 57,9.sin 280 57'18"
εβ =
=
= 4,46
m.π
2.3,14
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

tg β b = cos α 1 .tgβ = cos 22 0 35 '8 ''.tg 28 0 57'18" = 0,51 ⇒ β b = 27 01"17 '
3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5 tài liệu [1]
có Zm = 274 Mpa1/3
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo công thức 6.34 tài liệu [1]

ZH =

Zε

2 cos β b
=
sin 2α tw

2. cos 27 01"17 '
= 1,38
sin 2.34 0 37 '' 47'

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo công thức 6.36 tài liêu [1]

εβ >1 ⇒ Z
Vì:

ε

=

1
1
=
= 0,8
εα
1,55