ĐỒ ÁN MÔN HỌC Cơ sở Thiết kế máy TRUYỀN DẪN BÁNH RĂNG

ĐẠI HỌC QUỐC GIA HÀ NỘI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ

----

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
Cơ sở Thiết kế máy

TRUYỀN DẪN BÁNH RĂNG

GVHD: Cô Vũ Thị Thùy Anh
Nhóm sinh viên thực hiện:
Phan Minh Tân
Đỗ Văn Tài
Vũ Văn Phú
Lê Hồng Quân
Phạm Đức Việt
Hà Nội, 04/2013
Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

1


LỜI NÓI ĐẦU

Môn học Cơ sở Thiết kế máy đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo
kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết
kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công nghiệp, nông nghiệp,
giao thông vận tải. ..
Đồ án môn học có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm. Lí thuyết
tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lí,

cơ học lí thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu v.v…,được xác minh và hoàn thiện
qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất.
Đồ án môn học là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh
viên theo học nghành cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về
cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng
chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và
thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy.
Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của Cô Vũ Thị Thùy Anh trong bộ môn,
đến nay đồ án môn học của chúng em đã hoàn thành. Tuy nhiên do lần đầu làm quen
với công việc tính toán thiết kế máy cũng như hiểu biết còn hạn hẹp cho nên dù đã rất
cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của
chúng em không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong nhận được sự giúp đỡ nhiều
hơn nữa của các thầy cô trong bộ môn để chúng em ngày càng tiến bộ.
Chúng em xin chân thành cảm ơn Cô Vũ Thị Thùy Anh đã giúp đỡ chúng em
hoàn thành đồ án này !

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

2


MỤC LỤC
PHẦN I - HỘP GIẢM TỐC KHAI TRIỂN BÁNH RĂNG TRỤ
A – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG NGHIÊNG
B – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH TRỤ, RĂNG THẲNG

PHẦN II - THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP BÁNH RĂNG CÔN - TRỤ
A - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG
B - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

PHẦN III – PHỤ LỤC_BẢNG CÁC THÔNG SỐ NỘI SUY

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

3


Một số kí hiệu được sử dụng:

σH
σF
[σH]
[σF]
σOHlim
σOFlim
m
aw
d1, d2
z1, z2
KHα, KFα
KHβ, KFβ
KHV, KFV
ψba, ψbd
KH/ KF
β
sH, sF
єα, єβ
αω
de
dm

me
mm
Re
Rm
b
KR
Kbe
Yβ
YF

Ứng suất tiếp xúc
Ứng suất uốn
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Ứng suất uốn cho phép
Giới hạn mỏi tiếp xúc`
Giới hạn mỏi uốn
Môđun bánh răng trụ thẳng
Khoảng cách trục
Đường kính vòng chia bánh dẫn và bánh bị dẫn
Số bánh răng dẫn và bánh bị dẫn
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp
Hệ số tập trung tải trọng
Hệ số tải trọng động
Hệ số chiều rộng vành răng bánh trụ
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc/uốn
Góc nghiêng răng
Hệ số an toàn khi tính ứng suất tiếp xúc
Hệ số trùng khớp ngang, dọc
Góc ăn khớp

Đường kính vòng chia ngoài
Đường kính vòng chia trung bình
Môđun vòng chia ngoài
Mô đun vòng chia trung bình
Chiều dài côn ngoài
Chiều dài côn trung bình
Chiều rộng vành răng
Hệ số phụ thuộc bánh răng và loại bánh răng
Hệ số chiều rộng vành răng
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Hệ số dạng răng

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

4


Phần I
HỘP GIẢM TỐC KHAI TRIỂN BÁNH RĂNG TRỤ
QUY TRÌNH TÍNH TOÁN CHUNG
1. Chọn vật liệu
2. Xác định Ứng suất tiếp xúc cho phép
3. Xác định Ứng suất uốn cho phép
4. Xác định Ứng suất quá tải cho phép
5. Chọn hệ số chiều rộng vành răng
6. Xác định khoảng cách trục
7. Mođun răng
8. Xác định số răng mỗi bánh, góc nghiêng răng
9. Tính toán lại tỉ số truyền
10.Xác định các thông số hình học của bộ truyền

11.Tính vận tốc vòng ,chọn cấp chính xác
12.Tính lực tác dụng lên bộ truyền
13.Hệ số dạng răng
14.Kiểm nghiệm Ứng suất tiếp xúc
15.Kiểm nghiệm Ứng suất uốn
16.Kiểm nghiệm răng về quá tải
17.Bảng các thông số của bộ truyền

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

5


Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc khai triển bánh răng
trụ với các số liệu cho như sau:
Công suất động cơ:
Số vòng quay động cơ:
Thời gian sử dụng:
Tải trọng thay đổi theo bậc:
Thời gian:
Phân tỉ số truyền:
Bỏ qua ma sát trên bộ truyền.


P=5,7 KW
n1=960 vòng/phút
L= 12000h
T1=T; T2=0,6T; T3=0,4T
t1=0,3tck; t2=0,3tck; t3=0,4tck
uh= 20 , với λc3 = 1,3

Xác định mômen xoắn: T1 = 9,55.106

𝑃
𝑛1

= 9,55.106.5,7/960 =56703Nmm

 Tìm tỉ số truyền cho từng cấp:
u1 : Tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ nghiêng (cấp nhanh)
u2 : Tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ thẳng (cấp chậm)
Ta có: λc3

(𝑈1+1).𝑈1^4
(𝑈ℎ+𝑈1).𝑈ℎ^2

= 1  1,3

(𝑈1+1).𝑈1^4
(20+𝑈1).20^2

=1

 1,3.u15+ 1,3.u14 - 400u1- 400.20 = 0

u1 ~ 5,75
 u2 = uh / u1 = 20/5,75 ~ 3,48

1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn, bánh bị dẫn cho cả 2 cấp
Thép C45 tôi cải thiện

Bánh dẫn:
HB1=245; σb1=850Mpa; σch1= 580Mpa
Bánh bị dẫn:
HB2=230; σb2=750Mpa; σch2= 450Mpa
2/ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
-Số chu kì làm việc cơ sở:
NHO1 =30.HB12,4 =30.2452,4=16,3.106 chu kì
NHO2 =30.HB22,4 =30.2302,4 =14.106 chu kì
-Vì tải trọng thay đổi theo bậc
=>Số chu kì làm việc tương đương:
NHE1 =60c∑(Ti/Tmax)3 niti
=60.1.960[(T1/T)3t1 +(T2/T)3t2 +(T3/T )3t3]
=60.960[ t1 +(0.8T/T)3t2+(0.5T/T)3t3]
Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

6


=60.960[0,3+0,83.0,3 +0,53.0,4].12000 =348.106 chu kì
NHE2 = NHE1/u1 =348.106/3,48 =100.106

chu kì

Vì NHE1>NHO1; NHE2>NH02
=>KHL1= KHL2=1;
Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc xác định như sau:
σOHlim=2.HB+70
=>

σOH1lim=2.245+70=2.245+70=560MPa

σOH2lim=2.230+70=2.230+70=530Mpa

Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:
[σH] = σOHlim.KHL/SH
Vì thép tôi cải thiện: SH=1,1 (Hệ số an toàn)
+ Bánh dẫn: [σH1]= σOH1lim

1

1,1

+ Bánh bị dẫn: [σH2]= σOH2lim

= 560.
1

1,1

1
1,1

= 530.

= 509,1 Mpa
1

1,1

= 481,8 Mpa

 Đối với cấp nhanh, bánh trụ ,răng nghiêng:
Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:
[σH]= 0,5.([σH1]+ [σH2]) = 495,45 MPa
 Đối với cấp chậm, bánh trụ, răng thẳng
Vì [σH2] < [σH1] => Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σH] = 481,8 Mpa
3/ Xác định ứng suất uốn cho phép
-Số chu kì làm việc cơ sở:
NFO1 = NFO2 =5.106 chu kì
=>Số chu kì làm việc tương đương:
NFE1=60c.n1∑(Ti/Tmax)6niti
=60.960(0,3+0,86.0,3+0,56.0,4)12000=266.106 chu kì
NFE2=NFE1/u1=76,4.106 chu kỳ
Vì NFE1>NFO1; NFE2>NF02
=>KFL1= KFL2=1
Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

7


Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi uốn xác định như sau:
σOFlim=1.8HB
=>

σOF1lim=1,8.245=441 MPa
σOF2lim=1,8.230=414 Mpa
Ứng suất uốn cho phép:

[σF] =σFlim.KFL/SF

Chọn SF= 2
Ta có:

[σF1] =σF1lim.KFL1/SF = 441/2= 220,5 MPa
[σF2] =σF2lim.KFL2/SF = 414/2= 207 Mpa

4/ Ứng suất quá tải cho phép
[σH]max=2,8. σch2=2,8.450=1260 Mpa;
[σF1]max=0,8 σch1=0,8.580=464 Mpa
[σF2]max=0,8 σch2=0,8.450=360 Mpa

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

8


A – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG NGHIÊNG
5/Chọn hệ số chiều rộng vành răng
Do bánh răng nằm đối xứng ở các ổ trục nên ψba=0,3- 0,5. Chọn ψba=0,4
Khi đó:

ψbd= ψba(u1+1)/2=0,4.(5,75+1)/2=1,35

Từ bảng 6.4, chọn được: KHβ=1,07; KFβ=1,13

6/ Xác định khoảng cách trục
𝑇1.𝐾ℎ𝛽

3

3

56703.1,07

aw = 43(u1+1) √𝜓𝑏𝑎.𝑢1.[𝜎ℎ]^2 = 43.(5,75+1). √0,4.5,75.495,45^2 = 138 mm
Theo tiêu chuẩn, chọn aw=150 mm
7/ Mođun răng
m = ( 0,01  0,02 ) a = 1,5  3 (mm)
Theo tiêu chuẩn, chọn m=2,5 mm
8/ Xác định số răng mỗi bánh, góc nghiêng răng
Từ điều kiện 8o =< β<=20o
Suy ra:
2𝑎𝑐𝑜𝑠20
𝑚(𝑢+1)

Hay:

=< z1=<

2.150.𝑐𝑜𝑠20
2,5(5.75+1)

2𝑎𝑐𝑜𝑠8
𝑚(𝑢+1)
2.150.𝑐𝑜𝑠8

=< z1=< 2,5(5.75+1)

 16,7 =Chọn z1=17 răng

 Số răng bánh bị dẫn: z2=17.5,75 ~ 98 răng
Góc nghiêng răng
 𝛽 = 𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠

𝑚.𝑧1.(𝑢+1)
2.𝑎

= arccos

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

2,5.17.(5,75+1)
2.150

= arccos(0,95625)=17o
9


9/ Tỉ số truyền thực
u1t= 98/17 = 5,765
10/ Các thông số hình học của bộ truyền
Thông số hình học

Công thức
Bánh dẫn

Đường kính vòng chia

d1 =z1.m/cosβ=17.2,5/0.956 =44,5 mm

Bánh bị dẫn

Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Chiều rộng vành răng

d2 =z2.m/cosβ=98.2,5/0.956=256mm

Bánh dẫn

da1= d1+2m=44,5+5=49,5 mm

Bánh bị dẫn

da2= d2+2m=256 +5=261 mm

Bánh dẫn

df1= d1-2,5m=44,5 -2,5.2,5=38,25 mm

Bánh bị dẫn

df2=d2-2,5m=256-2,5.2,5=249,75mm

Bánh bị dẫn

bω = b2 = aw. ψba=150.0,4=60 mm

Bánh dẫn

b1=b2+6=60+6=66 mm

11/ Vận tốc vòng, chọn cấp chính xác

v=

𝜋𝑑1𝑛1
60000

=

𝜋.44,5.960
60000

= 2,24 m/s

Nội suy bảng 6.3, chọn cấp chính xác 9 với vgh = 3 m/s.
12/ Tính lực tác dụng lên bộ truyền
2.𝑇1

Fv = Fv1= Fv2=

- Lực pháp tuyến:

Fn1 = Fn2 =

- Lực hướng tâm:

Fr1 = Fr2 = Fv.tan 20/cosβ= 970 N

- Lực dọc trục:

Fd1 = Fd2 = Fv. tanβ = 816 N

13/ Hệ số dạng răng
- Đối với bánh dẫn:
- Đối với bánh bị dẫn:

𝑑1
𝐹𝑣

=

2.56703

- Lực vòng:

44,5

𝑐𝑜𝑠 20.𝑐𝑜𝑠 𝛽

=

= 2548 N
2548

𝑐𝑜𝑠 20.0,956

= 2835 N

YF1 = 3,47+13,2/z1= 3,47+13,2/17= 4,24
YF2 = 3,47+13,2/z2= 3,47+13,2/98 = 3,6

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

10


Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):
- Bánh dẫn:

[σF1]/ YF1 =

- Bánh bị dẫn:

[σF2]/ YF2 =

220,5
4,24
207
3,6

= 52

= 57,5

14/ Kiểm nghiệm Ứng suất tiếp xúc

σH =

𝒁𝒎𝒁𝒉𝒁є
𝒅𝟏

√

𝟐𝑻𝟏.𝑲𝒉(𝒖+𝟏)
𝒃𝝎.𝒖

(1)

Trong đó:
-Zm = 275 MPa1/2
-ZH=√

2𝑐𝑜𝑠𝛽
𝑠𝑖𝑛(2𝛼)

với α = 20o

Suy ra: ZH =√
-Zє = √

2.0,956
𝑠𝑖𝑛(40)

= 1,724

1
є𝛼

1

1

Với єα = [1,88- 3,2 ( + )]cosβ= [1,88- 3,2.(1/17+1/98)].0,956= 1,586
𝑧1
𝑧2
=> Zє = 0,794

-KH = KHα. KHβ. KHv
Nội suy theo bảng 6.12 được KHα = 1,13
Lại có: KHv =1+ vH.bω.dm1/(2T1. KHα. KHβ)

vH = δH.g0.v.(aω/ u1t)1/2
Tra bảng 6.20 có: δH = 0,002
Tra bảng 6.21 có : g0 = 73
 vH = 0,002.73.2,136.(150/5,765)1/2 = 1,59

 KHv =1+ vH.bω.dm1/(2T1. KHα. KHβ)
= 1+1,59.60.44,5/(2.56703.1,13.1,07 ) = 1,03
Vậy : KH = 1,13.1,07.1,03 =1,245
Thay các số liệu vừa có vào (1), ta được:

σH =

275.1,724.0,794
44,5

√

2.56703.1,245.(5,765+1)
60.5,765

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

= 444,5Mpa
11


 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Với v=2,136 m/s, Zv = 1
Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia
công đạt độ nhám Ra = 1,25-2,5 μm. Khi đó ZR = 0,95.
Vì da <700 mm => KxH = 1.
Ta có: [σH] = [σH].Zv.ZR. KxH = 495,45.0,95 = 470,7 Mpa
Vì

σH = 444,5Mpa < [σH] = 470,7 Mpa => Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.

15/ Kiểm tra Ứng suất uốn

σF = 2. T1.YF.KF.Yє.Yβ/(d1.bωm) (2)
Trong đó:
-Yє = 1/ єα = 1/1,586 = 0,63
-Yβ = 1- єβ. β/120
Với єβ = bω.

 Yβ = 1-

𝑠𝑖𝑛 𝛽

𝜋.𝑚

= 60.

𝑠𝑖𝑛 17
2,5𝜋

= 2,23

2,23.17

= 0,684
- KF = KFα. KFβ. KFv
KFα = 1,37 (tra bảng 6.12)
KFβ = 1,13 ( tra bảng 6.4)
120

Để tính KFv , có:

KFv =1+ vF.b.dm1/(2T1. KFα. KFβ)
Trong đó: vF = δF.g0.v.( aω/ u)1/2
Tra bảng 6.20 có: δF = 0,006
Tra bảng 6.21 có : g0 = 73
 vF = 0,006.73.2,136.(150/5,765)1/2 = 4,77
 KFv = 1+4,77.60.44,5/(2.56703.1,37.1,13) = 1,07
Thay vào (2), được:
Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

12

KF = 1,37.1,13. 1,07 =1,656

Từ đó suy ra:
σF1=

2.56703.4,24.1,656.0,63.0,684
44,5.60.2,5

= 51,4 MPa < [σF1] =220,5 MPa

σF2 = (YF2/YF1). σF1= (3,6/4,24).51,4 = 43,6 MPa < [σF2] = 207 Mpa
Do vậy, độ bền uốn được thỏa mãn.
16/ Kiểm nghiệm răng về quá tải
Ta có:
Kqt =T max/T =1 ,8
[σH1max] = σH. (Kqt)1/2 = 470,7.1,81/2 = 631,5 Mpa < [σHmax] = 1260 Mpa
[σF1max] = σF1. Kqt = 51,4.1,8= 92,5 Mpa < [σF1max] = 464 Mpa
[σF2max] = σF2. Kqt = 43,6.1,8= 78,5 Mpa < [σF1max] = 360 Mpa

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG NGHIÊNG
THÔNG SỐ
Số răng bánh nhỏ
Số răng bánh lớn
Tỉ số truyền
Đường kính vòng lăn của bánh răng
Đường kính đỉnh răng
Đường kính chân răng
Chiều rộng vành răng
Góc nghiêng răng

Góc ăn khớp
Khoảng cách trục
Hệ số dịch chỉnh
Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

TRỊ SỐ
Z1 = 17
Z2 = 98
Ubrt = 5,72
- Bánh dẫn: dw1 = 44,5(mm)
- Bị dẫn :dw2 = 256 (mm)
- da1 = 49,5 (mm)
- da2 = 261 (mm)
- df1 = 38,25(mm)
- df2 = 249,75(mm)
- bw = 60(mm)
- β = 17o
- αtw = 20o
- aw = 150 mm
x1 = x2 =0
13


B – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH TRỤ, RĂNG THẲNG
5/Chọn hệ số chiều rộng vành răng
Do bánh răng nằm đối xứng ở các ổ trục nên ψba=0,3-0,5. Chọn ψba=0,4
Khi đó: ψbd= ψba(u2+1)/2=0,4.(3,48+1)/2=0.89
Tra bảng 6.4, chọn được: KHβ=1,04 ; KFβ=1,07
6/ Xác định khoảng cách trục
Giả sử bỏ qua ma sát trên răng và tổn thất trên cặp ổ lăn, khi đó:

Momen xoắn T2 = T1.u1t = 56703. 5,765 ~ 326893 Nmm
Khoảng cách trục:
3

𝑇2.𝐾ℎ𝛽

3

326893.1,04

aw = 50 (u2+1) √𝜓𝑏𝑎.𝑢.[𝜎ℎ]^2 = 50.(3,48+1). √0,4.3,48.481,8^2 = 227,83mm
Chọn aw=225mm
7/ Mođun răng
m = ( 0,01  0,02 ) a = 2,25  4,5 (mm)
Chọn m=2,5 mm
8/ Xác định số răng mỗi bánh
Tổng số răng: z1+z2=2aw/m= 2.225/2,5=180 răng
Số răng bánh dẫn: z1 =

𝑧1+𝑧2
𝑢1+1

= 180/4,48 = 40,17 răng . Chọn z1 = 40 răng

Số răng bánh bị dẫn: z2 = 180 – 40 =140 răng
9/Tính toán lại tỉ số truyền
u2t =

𝑧2 140
=

= 3,5
𝑧1
40

Thỏa mãn δu<=2-3%

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

14


10/ Xác định các thông số hình học của bộ truyền
Thông số hình học
Đường kính vòng chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Chiều rộng vành răng

Công thức
Bánh dẫn

d1 =z1.m=40.2,5=100 mm

Bánh bị dẫn

d2 =z2.m=140.2,5=350 mm

Bánh dẫn

da1= d1+2m=100 +5 =105 mm

Bánh bị dẫn

da2= d2+2m=350 +5=355 mm

Bánh dẫn

df1= d1-2,5m=100 -2,5.2,5=93,75 mm

Bánh bị dẫn

df2=d2-2,5m=350 -2,5.2,5=343,75mm

Bánh bị dẫn

b2=aw. ψba=225.0,4=90 mm

Bánh dẫn

b1=b2+6=90+6=96mm

Chọn góc ăn khớp αtω = 20o

11/ Vận tốc vòng, chọn cấp chính xác

v=

𝜋𝑑1𝑛1

1

60000 𝑢(1𝑡)

=

𝜋100.960
5,765.60000

= 0,87 m/s

Nội suy bảng 6.3, chọn cấp chính xác 9 với vgh = 3 m/s.
12/ Tính lực tác dụng lên bộ truyền
- Lực vòng: Fv = Fv1= Fv2=

2.𝑇2
𝑑1

=

2.326893

𝐹𝑣

100

= 6538 N

6538

- Lực pháp tuyến: Fn1 = Fn2 =

=
= 6956 N
𝑐𝑜𝑠 20 𝑐𝑜𝑠 20
- Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Fv.tan 20=6538. tan20 = 2380 N

13/ Hệ số dạng răng
- Đối với bánh dẫn:
- Đối với bánh bị dẫn:

YF1 = 3,47+13,2/z1= 3,47+13,2/40 = 3,8
YF2 = 3,47+13,2/z2= 3,47+13,2/140 = 3,56

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

15


Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):
- Bánh dẫn:

[σF1]/ YF1 =

- Bánh bị dẫn:

[σF2]/ YF2 =

220,5
3,8
207
3,56

= 58

= 58,15

14/ Kiểm nghiệm Ứng suất tiếp xúc

σH =

𝑍𝑚𝑍ℎ𝑍є
𝑑1

√

2𝑇2.𝐾ℎ𝛽.𝐾ℎ𝑣.(𝑢+1)
𝑏𝜔.𝑢

(3)

Trong đó
Zm = 275 Mpa1/2
ZH = 1,76
Zε = 0,96
KHV = 1,05 ( tra bảng 6.5)
Thay các giá trị trên vào (3), ta có:

σH =

275.1,76.0,96
100

√

2.326893.1,04.1,05.(3,5+1)
90.3,5

= 469,2MPa

σH = 469,2MPa < [σH] = 481,8 MPa
=> Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.
15/ Kiểm tra Ứng suất uốn

σF1 = 2.T2.YF1. KFβ.KFV /(d1.bω m) (4)
Trong đó:

KFβ = 1,07 ( tra bảng 6.4)
KFV = 1,1 ( tra bảng 6.5)
Thay các giá trị đã có vào (4), tađược:
σF1 =

2.326893.3,8.1,07.1,1
100.90.2,5

= 130Mpa < [σF1] = 220,5 MPa

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

16

σF2 = (YF2/YF1). σF1 = (3.56/3.8).130 = 122 MPa < [σF2] = 207 MPa
Do vậy, độ bền uốn được thỏa mãn.
16/ Kiểm nghiệm răng về quá tải
Ta có:

Kqt =T max/T =1 ,8

[σH1max] = σH. (Kqt)1/2 = 469,2.1,81/2 = 629,5 Mpa < [σHmax] = 1260 Mpa
[σF1max] = σF1. Kqt = 130.1,8= 234 Mpa < [σF1max] = 464 Mpa
[σF2max] = σF2. Kqt = 122.1,8= 220 Mpa < [σF1max] = 360 Mpa

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

THÔNG SỐ
Số răng bánh nhỏ
Số răng bánh lớn
Tỉ số truyền
Đường kính vòng lăn của bánh răng
Đường kính đỉnh răng
Đường kính chân răng
Chiều rộng vành răng
Khoảng cách trục

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

TRỊ SỐ
Z1 = 40
Z2 = 140
Ubrt = 3,5
- Bánh dẫn: dw1 = 100 (mm)

- Bị dẫn :dw2 = 350 (mm)
- da1 = 105 (mm)
- da2 = 355 (mm)
- df1 = 93,75(mm)
- df2 = 343,75(mm)
- bw = 90(mm)
- aw = 225 mm

17


Phần II
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP BÁNH RĂNG CÔN - TRỤ
(Các số liệu của bài toán giống như Phần I)
Xác định tỉ số truyền:
u1 : Tỉ số truyền ở cấp nhanh, bánh răng côn, răng thẳng
u2 : Tỉ số truyền ở cấp chậm, bánh răng trụ, răng thẳng
Phương trình độ bền đều cho hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp:
λkck3. u14/[(uh+u1).uh2] = 1 (1)
Trong đó: λk = 2,25.ψbd2.[K02]/((1- Kbe). Kbe.[K01])
ck =

𝑑(𝑤22)
𝑑(𝑒21)

, thường nằm trong khoảng (1:1,4)

Chọn Kbe=0,25; ck = 1,15; ψbd2 =1,1; [K01] ~ [K02]
Suy ra: λk =

2,25.1,1
(1−0,25).0,25

= 13,2

=> λkck3 = 13,2. 1,153 = 20, thay vào phương trình (1) có:
20. u14/[(20+u1).202] = 1
 u1=4,75 ; u2=20/ u1 = 20/4,75=4,21
1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn, bánh bị dẫn cho cả 2 cấp
Thép C45 tôi cải thiện
Bánh dẫn:
HB1=245; σb1=850Mpa; σch1= 580Mpa
Bánh bị dẫn:
HB2=230; σb2=750Mpa; σch2= 450Mpa
2/ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
-Số chu kì làm việc cơ sở:
NHO1 =30.HB12,4 =30.2452,4=16,3.106 chu kì
NHO2 =30.HB22,4 =30.2302,4 =14.106 chu kì
-Vì tải trọng thay đổi theo bậc
=>Số chu kì làm việc tương đương:
Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

18


NHE1 =60c∑(Ti/Tmax)3 niti
=60.1.960[(T1/T)3t1 +(T2/T)3t2 +(T3/T )3t3]
=60.960[ t1 +(0.8T/T)3t2+(0.5T/T)3t3]
=60.960[0,3+0,83.0,3 +0,53.0,4].12000 =348.106 chu kì
NHE2 = NHE1/u1 =348.106 /4,75 = 73,3.106 chu kì

Vì NHE1>NHO1; NHE2>NH02
=>KHL1= KHL2=1
Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc xác định như sau:
σOHlim=2.HB+70
=>

σOH1lim=2.245+70=2.245+70=560MPa
σOH2lim=2.230+70=2.230+70=530Mpa

Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:
[σH] = σOHlim.KHL/SH
Vì thép tôi cải thiện: SH=1,1
+ Bánh dẫn: [σH1]= σOH1lim

1

1,1

+ Bánh bị dẫn: [σH2]= σOH2lim

= 560.
1

1,1

1
1,1

= 530.

= 509,1 Mpa
1

1,1

= 481,8 Mpa

 Ứng suất tiếp xúc cho phép áp dụng cho cả 2 cấp:
[σH]=min([σH1], [σH2]) = 481,8 Mpa
3/ Xác định ứng suất uốn cho phép
-Số chu kì làm việc cơ sở:
NFO1 = NF02 =5.106 chu kì
=>Số chu kì làm việc tương đương:
NFE1=60c.n1∑(Ti/Tmax)niti
=60.960(0,3+0,86.0,3+0,56.0,4)12000=266.106 chu kì
NFE2=NFE1/u1=56,5.106 chu kỳ

Vì NFE1>NFO1; NFE2>NF02
Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

19


=>KFL1= KFL2=1
Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi uốn xác định như sau:
σOFlim=1.8HB
=>

σOF1lim=1,8.245=441 MPa
σOF2lim=1,8.230=414 Mpa

Ứng suất uốn cho phép:

[σF] =σFlim.KFL/SF

Chọn SF= 2
Ta có:

[σF1] =σF1lim.KFL1/SF = 441/2= 220,5 MPa
[σF2] =σF2lim.KFL2/SF = 414/2= 207 Mpa

4/ Ứng suất quá tải cho phép
[σH]max=2,8. σch2=2,8.450=1260 Mpa;
[σF1]max=0,8 σch1=0,8.580=464 Mpa
[σF2]max=0,8 σch2=0,8.450=360 Mpa

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

20


A - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG
5/Tính toán sơ bộ Chiều dài côn ngoài Re và Đường kính chia ngoài de
- Chiều dài côn ngoài
Với Kbe=0,25 => Kbe.u1/(2- Kbe)= 0.25.4,75/(2-0,25)= 0,678
Nội suy bảng 6.18, tìm được KHβ = 1,15
Chiều dài côn ngoài được xác định theo công thức:

Re= KR.(u12+1)1/2.(T1. KHβ/[(1- Kbe) Kbe.u1. [σH]2])1/3
Vì bộ truyền bánh răng thẳng bằng thép nên có:
KR = 0,5. Kd = 0,5.100 = 50 MPa 1/3

Thay số:
Re=50.(4,752+1)1/2 (56703. 1,15/[(1- 0,25) .0,25.4,75. 481,82)1/3 = 165,2 mm
- Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn

d’e1= 95. (T1. KHβ/[0,85.(1- 0,5Kbe)2 Kbe.u1. [σH]2])1/3
= 95. (56703. 1,15/[0,85.(1- 0,25/2)2 .0,25.4,75. 481,82)1/3 = 68 mm
6/Các thông số ăn khớp
-Số răng bánh dẫn sơ bộ:
Tra bảng 6.19 theo d’e1 và u1, ta chọn số răng z1p = 15
Với HB<350, ta chọn: z’1 = 1,6. z1p = 1,6.15 =24.
-Đường kính trung bình sơ bộ: d’m1 = d’e1/(1-0,5Kbe) = 68/(1-0,5.0,25)= 59,5 mm
-Mô đun trung bình sơ bộ: m’m= d’m1/z1 = 59,5/24 = 2,48 mm
-Mô đun vòng ngoài sơ bộ: m’e = m’m /(1-0,5Kbe) =

2,48
1−0,5.0,25

= 2,83mm

Lấy theo tiêu chuẩn: me = 3mm
Tính toán lại:
-Mô đun vòng trung bình: mm = me (1-0,5Kbe) = 3.(1- 0,5.0,25) = 2,625 mm
-Đường kính trung bình bánh dẫn: dm1 = z1.mm=23.2,625 = 60,38 mm
-Đường kính chia ngoài bánh dẫn: de1 = z1.me =23.3 =69 mm
Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

21


-Đường kính chia ngoài bánh bị dẫn: de2 = z2.me =109.3 =327 mm

-Chiều dài côn ngoài: Re = 0,5.me.(z12 + z22)1/2 = 0,5.3.(232 + 1092) = 167,1 mm
-Số răng :
Bánh dẫn: z1 = dm1/ mm = 59,5/2,625 = 22,67
Chọn z1 = 23 răng
Bánh bị dẫn: z2 = z1.u1 = 23.4,75 = 109,25.
Chọn z2 = 109 răng
-Tỉ số truyền thực
u=

109
23

= 4,74

Sai lệch (4,74-4,75).100%/4,75 = 0,21% nằm trong khoảng cho phép
-Chiều rộng vành răng: b = Kbe. Re =0,25.167,1 = 41,775 mm
Chọn b=45 mm
-Góc mặt côn chia:
δ1 = arctan(1/u) = arctan(23/109) = 11,915o
δ2 = 90o - δ1 = 78,085o
-Dịch chỉnh: Với z1 =23 , chọn hệ số dịch chỉnh đều: x1 = 0,4; x2 = - 0,4
7/ Kiểm nghiệm bộ truyền răng côn
 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc
Ta có: σH = ZM. ZH. Zє√

𝟐𝑻.𝑲𝒉√(𝑼^𝟐+𝟏)
𝟎,𝟖𝟓.𝒃.𝒅(𝒎𝟏)^𝟐.𝒖

<= [σH] (5)

Trong đó: ZM =274 MPa1/3
ZH = 1,76 (với β=0 và x1 + x2 = 0)
Zє = √

𝟒−є𝜶
𝟑

, với єα = 1,88-3,2(1/z1 + 1/ z2)= 1,88-3,2(1/23+1/109) = 1,71

Do đó: Zє = 0,874

KH =KHα. KHβ. KHv
Với bánh răng côn thẳng: KHα = 1
-Vận tốc vòng: v=πd1n1/60000 = 3,14.60,38.960/6000 =3,03 m/s
Theo bảng 6.3, chọn cấp chính xác 8 (vgh =6 m/s)
Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

22


vH = δH.g0.v.(dm1.(u+1)/u)1/2
Tra bảng 6.20 có: δH = 0,006
Tra bảng 6.21 có : g0 = 56
 vH = 0,006.56.3,03.(60,38(4,74+1)/4,74)1/2 = 8,7

KHv =1+ vH.b.dm1/(2T1. KHα. KHβ)
= 1+8,7.45.60,38/(2.56703.1.1,15 = 1,18
Vậy : KH = 1,15.1,18 =1,357
Thay tất cả các số liệu vừa có vào (5):

σH = 274.1,76.0,874.√(2.56703.1,357√(4,74^2 + 1)/(0,85.45.60,38^2.4,74))
= 447,6 MPa
-Tính chính xác Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]:

[σH]=([σOHlim]/SH).ZR.ZV. ZxH.KHL
Do v< 5m/s => ZV = 1.
Ra = 2,5…1,25 μm nên ZR = 0,95
da < 700 mm nên : KXH = 1
 [H] = 481,8.0,95 = 457,71 MPa

Như vậy: H < [H]
 Cặp bánh răng côn thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.
 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn
Ta có:

F1 

2.T1K F .Y .Y .YF1
0,85.b.mtm .dm1

(6)

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

23


Trong đó:
-Vì răng thẳng: Yβ = 1

-KF = KF .KF .KFv (7)
Với KFα = 1 ( vì răng thẳng)
Ta có:

Kbe = b/Re = 45/167,1 = 0,269

Suy ra, tỉ số: Kbe.u/(2- Kbe) = 0,269.4,74/(2-0,269) ~ 0,73
Nội suy bảng 6.18, tìm được KFβ = 1,3
-Để tính KFv , có:

KFv =1+ vF.b.dm1/(2T1. KFα. KFβ)
Trong đó: vF = δF.g0.v.(dm1.(u+1)/u)1/2
Tra bảng 6.20 có: δF = 0,016
Tra bảng 6.21 có : g0 = 56
 vF = 0,016.56.3,03.(60,38(4,74+1)/4,74)1/2 = 23,2
 KFv = 1+23,2.45.60,38/(2.56703.1.1,3) = 1,43
Thay vào (7), được:
KF = 1,3.1. 1,43 =1,86
-Yє = 1/ єα =1/1,71 = 0,58
-YF1 : hệ số dạng răng, tra bảng 6.22, ứng với x1 =0.4, x2 =- 0.4 ta được:
YF1 = 3,45, YF2 = 3,65
Thay hết các giá trị đã tính toán vào (6):
σF1 =

2.56703.1,86.0,58.1.3,45
0,85.45.2,625.60,38

= 69,62 MPa < [σF1] = 220,5 MPa

F2 = F1 .YF2/YF1 = 69,62.3,65/3,45 = 73,65 MPa < [σF2] = 207 MPa

Như vậy độ bền uốn được thỏa mãn.

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

24


 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải: Kqt = 1,8
Hmax = H. Kqt1/2 = 447,6.1,81/2 =600,52 Mpa < [σH]max=1260 Mpa;
F1max = F1.Kqt = 69,62. 1,8 = 125,32 MPa < [σF1]max=464 Mpa
F2max = F2.Kqt = 73,65. 1,8 = 132,57 MPa < [σF2]max=360 Mpa

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG
THÔNG SỐ

TRỊ SỐ

Chiều dài côn ngoài
Chiều dài côn trung bình
Mô đun vòng ngoài
Đường kính vòng chia ngoài
Đường kính trung bình
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Số răng
Góc nghiêng răng
Góc côn chia
Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài

Chiều cao chân răng ngoài
Đường kính đỉnh răng ngoài
Mođun vòng trung bình
Khoảng lệch tâm của bánh
răng côn tiếp tuyến
Góc nghiêng của răng ở mặt mút
Hệ số dịch chỉnh chiều cao

Re = 167,1 mm
Rm = 144,6 mm
me = 3mm
de1= 69; de2= 327 mm
dm1= 60,38; dm2= 286,13 mm
b= 45 mm
4,74
Z1 =23 ; Z2 =109
β=0
o
δ1 = 11,915 ; δ2 = 78,085o
he = 6,6 mm
hae1 = 4,19 mm; hae2 = 1,81 mm
hfe1 = 2,41 mm; hfe2 = 4,79 mm
dae1 = 73 mm; dae2 = 327 mm
mm = 2,625 mm

Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy

e=0
βe = 0
X1 = 0,4 ; X2 = - 0,4

25