Đồ án nguyên lý chi tiết máy bản thuyết minh đề 3

ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

MỤC LỤC
MỤC LỤC................................................................................................... 1
LỜI NÓI ĐẦU: ......................................................................................... 3
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 4
1.1 Chọn động cơ điện: ............................................................................... 4
1.2 Phân phối tỷ số truyền: ......................................................................... 5
PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH ................................... 8
2.1 Chọn loại xích:...................................................................................... 8
2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền: ....................................... 8
2.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền:................................................................. 9
2.4 Đường kính đĩa xích:........................................................................... 10
2.5 Xác định các lực tác dụng lên trục: ..................................................... 11
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG
HỘP GIẢM TỐC .................................................................................... 13
3.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: ..................................... 13
3.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng) ....................... 15
3.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng): ..................... 20
PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC ............................................................. 27
4.1 Chọn vật liệu:...................................................................................... 27
4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên các trục: ............................................ 27
4.3 Tính Thiết Kế Trục: ............................................................................. 27
........................................................ 38
4.4 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi:
4.5 Kiểm nghiệm về độ bền của then: ........................................................ 42
PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ...................................................... 44
5.1 Trục I: ................................................................................................. 44
5.2 Trục II:................................................................................................ 45

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 1


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

5.3 Trục III: .............................................................................................. 47
PHẦN VI: TÍNH CHỌN KHỚP NỐI................................................ 48
PHẦN VII: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC BỘ
PHẬN KHÁC ........................................................................................... 49
7.1 Tính kết cấu của vỏ hộp: ..................................................................... 49
7.2 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc:..................................................................... 49
7.3 Một số kết cấu khác: ........................................................................... 51
PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP ................................................ 54
TÀI LIỆU THAM KHẢO: ................................................................... 56

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 2


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

LỜI NÓI ĐẦU:
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.Chính vì thế, việc 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.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp chúng ta tìm hiểu và
thiết kế hộp giảm tốc, qua đó giúp sinh viên củng cố lại các kiến thức đã
học trong các môn học như Vẽ kỹ thuật cơ khí, Nguyên lý- Chi tiết máy,
Dung sai, Sức bền vật liệu. 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,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các
sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần
thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Minh Kỳ và quý thầy trong khoa
CƠ KHÍ MÁY 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 quý thầy và các bạn.
Sinh viên thực hiện:
Hoàng Nguyên Trường Phúc

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 3


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

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 các trục công tác: Pt = 4,1kw
- Công suất trên trục động cơ điện:

Pct 

Pt


(1)

-Hiệu suất truyền động:

 1.2.3...ol4 .br2 .x

(công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1])

-Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có:
Hiệu suất bộ truyền xích:

x = 0,95

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn:  ol = 0,99
Hiệu suất 1 cặp bánh răng:  br =0,96
=>   0,994.0,962.0,95 = 0,841
Thay vào (1) Pct 

Pt
4,1


 4,875 (kw)
 0,841

1.1.2 Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện:

nsb  ut .ulv
Ta có:
nlv = 50 (vòng/phút)
ut : tỷ số truyền của hệ thống dẫn động.
Trong đó:

ut = un.uh

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 4


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

Uh : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp. Uh = 10
Un : tỷ số truyền bộ truyền xích. Un = Ux = 2,5 (chọn theo bảng 2.4 trang
21 tài liệu [1])
=>Ut = 10.2,5 = 25
=>Usb = 50.25 = 1250 (vòng/phút)
Theo bảng 1.3 phụ lục trang 237 tài liệu [1] ta chọn động cơ:
4A112M4Y3 có:

Pđc = 5,5 kw
Nđc = 1425 (vòng/phút)
1.2 Phân phối tỷ số truyền:
1.2.1 Tỷ số truyền:

ut 

nđc 1425

 28,5
nlv
50

1.2.2 Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động:

u t  u n .u h
Với un = ux = 2,5 (đã chọn)

ut 28,5
u


 11,4
=> h
un
2,5
Mặt khác uh = u1.u2
Dựa vào bảng 3.1, ta chọn
un = ubrthang= 4
uc = ubrnghieng= 2,85

1.2.3 Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục:
Dựa vào Pct và sơ đồ hệ dẫn động:
-Đối với trục I:
SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 5


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

p1  pct . ol  4,875.0,99  4,8(kw)

n1  nđc  1425(v/ ph)
T1  9,55.10 6

p1
4,8
 9,55.10 6.
 32,344.10 3 (Nmm)
n1
1425

-Đối với trục II:

p2  p1.br . ol  4,82625.0,96.0,99  4,6(Kw)

n2 

n1 1425

 356,25 (v /ph )
u1
4

T2  9,55.106

p2
4,6
 9,55.106.
 122,96.10 3 ( Nmm )
n2
356,25

-Đối với trục III:

p3  p2 .br . ol  4,587.0,96.0.99  4,4(kw)

n2 356,35

 125(v / ph)
u2
2,85
p
4,4
T3  9,55.106 3  9,55.106.
 333,058.103 ( Nmm)
n3
125

n3 

-Đối với trục máy công tác:

pmct  p3 . x . ot  4,359.0,95.0,99  4,1( kw)
nmct 

n3 125

 50(v / ph)
un 2,5

Tmct  9,55.106

pmct
4,1
 9,55.106.
 783,1.103 ( Nmm)
nmct
50

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 6


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

Trục
Động cơ

I

II

III

Máy công
tác

Thông số
Công suất
P(kw)

5,5

Tỷ số truyền u
Số vòng quay
n (v/ph)

4,8
1

1425

4,6
4

1425

4,4
2,85

356,25

4,1
2,5

125

50

Momen xoắn T
(N.mm)

32,671.103

32,344.103 122,96.103 333,058.103

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

783,1.103

Trang: 7


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1 Chọn loại xích:
Vì tải trọng xích va đập nhẹ, vận tốc thấp nên chọn xích con lăn một dãy.
2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
Với ux = 2,5 (đã chọn)
-Chọn số răng đĩa xích dẫn theo công thức
z1 = 29 - 2.u = 29 - 2.2,5 = 24 răng
-Số răng của đĩa xích bị dẫn:
z2 = ux.z1 = 2,5.24 =60 răng < zmax = 120 răng
-Theo công thức 5.3 tài liệu [1] ta có công thức tính toán:
Pt = P.k.kz.kn
z1 = 24 => kz = 25/z1 = 1,04
Chọn n01 = 200 (vg/ph) => kn = n01/nIII = 200/125 = 1,6
-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 <400)
Ka = 1 (chon a = 40p)
Kđc = 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)
Kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi)
Kđ = 1,2 (va đập nhẹ)
Kc = 1,25 (làm việc 2 ca/ngày)
=> k = 1,3.1,2.1,25.1.1.1 = 1,95
-Thay vào công thức 5.3 ta được:
Pt = 4,4.1,95.1,04.1,6 = 14,15 (kw)

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 8

ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

Thấy P   Pt  14 ,15( kw )
-Theo bảng 5.5 vói 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

2a z1  z2 ( z2  z1 ) 2 . p có số mắt xích:
x


p
2
4 2 .a
2.1270 (24  60) (60  24) 2 .31,75
x


 122,82
31,75
2
4.3,14 2.1270
Lấy số mắt xích chẵn: x = 122 mắt xích
-Chiều dài xích: L=p.x=31,75.122=3873,5 (mm)

-Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu [1]
ac = a + 0,5(xc – x)p = 1270 + 0,5(122 – 122,82).31,75 = 1256,84 (mm)
-Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm a một lượng a

a = 0,003.a = 3,77 (mm)
Do đó a = 1256,84 – 3,77 = 1253,07 (mm)
-Số lần va đập của xích theo công thức 5.14 tài liệu [1]

i

z1.n1 24.125

 1,64  i   25
15.x 15.122

2.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo công thức 5.15 tài liệu [1]

s

Q
k đ .Ft  F0  Fv

Theo bảng 5.2 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 88,5 (kN).
SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 9


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

Khối lượng 1 mét xích q1 = 3,8 kg
Kđ = 1,2 (chế độ làm việc trung bình)

v

z1 .t.n1 24.31,75.125

 1,5875(v / ph)
60000
60000

 Ft 

1000.P
 2746( N )
v

Fv lực căng do lực li tâm sinh ra:
Fv = q.v2 = 3,8.1,58752 = 9,58 (N)
F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81.kf.q.a=9,81.6.1,253.3,8 = 280,26 (N)
Do đó: s 

88500
 24,69
1,2.2746  280,26  9,58

-Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,5. 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.z1 31,75.24

 242,55(mm )



d2 

p.z 2 31,75.60

 606,69(mm )



da1 = p[0,5 + cotg(  /z1)] = 257,04 (mm)
da2 = p[0,5 + cotg(  /z2)] = 621,7 (mm)
-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức 5.18 tài liệu
[1] ta có:

 H  0,47

k r ( Ft .k đ .  Fvđ ) E
 [ H ]

A.k d

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 10


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

Trong đó:
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
Kr1 = 0,432 ứng với Z1 = 24
Kr2 = 0,22 ứng với Z2 = 60
Kd = 1

do bộ truyền xích một dãy.

Kđ = 1,2

hệ số tải trong động.

Fvd lực va đập trên một dãy xích
Fvd = 13.10-7 n1.p3.m = 13.10-7.125.31,753 .1 = 5,2 (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])

 H  ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1].
-Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.

 H 1  0.47

0,432(2746.1,2  5,2)2,1.10 5
= 502,44 Mpa
262.1

-Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.

 H2

0,22(2746.1,2  5,2)2,1.10 5
 0.47
= 358,38 Mpa.
262.1

-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 cải thiện đạt độ vấn bề mặt HB = 210.
-Ứng suất tiếp xúc cho phép [  H ] = 600 (Mpa)
Thấy:  H 

[  H ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2.5 Xác định các lực tác dụng lên trục:
Fr = Kx Ft

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 11


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

Với Kx : hệ số bể đến trọng lượng tính xích Kx = 1,15(do bộ truyền nằm
ngang)
=> Fr = 1,15.2746 = 3157,9 N

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 12


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

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  b1 = 850 MPa ,  ch1 = 580 MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cỉa thiện đạt độ rắn
HB = 192  240 , có  b 2 = 750 MPa,  ch 2 = 450 MPa

-Phân cấp tỷ số truyền: Uh = 10 ; cấp nhanh U1 = 4 ; cấp chậm U2 =2,85.
Xác định ứng suất cho phép:
-Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB=180  350.

 0 H lim1  2.HB1  70

0
;  H  1,1 ;  F lim  1,8HB ; s F  1,75

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

 H lim1  2.HB1  70  2.245  70  560 MPa.

 F lim1  1,8.245  411 MPa.
 H lim 2  2.HB2  70  2.230  70  530

 F lim 2  1,8.230  414

MPa.

MPa.

Theo công thức 6.5 tài liệu [1]:

N HO  30.H 2, 4 HB Do đó:
N HO1  30.245 2, 4  1,6.10 7
NHO2 = 30.2302,4 = 1,4.107
SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 13


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

Theo công thức 6.7 tài liệu [1]
NHE = 60.C  ( Ti / Tmax)3 .niti
NHE1=60.2,4.104.1425.(13.0,7+0,83.0,3)=17,5.108
NHE2=60.2,4.104.356,25.(13.0,7+0,83.0,3)=4,4.108
NHE > NHO do đó KHL2 = KHL1= 1
-Như vậy theo công thức 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được:
0
 Him

[ H ] =

[

H

]1 =

[  H ]2 =

K HL
SH

0

 Him
1

0
 Him
2

560.1
K HL1
=
= 509
1,1
SH

Mpa.

530.1
K HL 2
=
= 481,8
1,1
SH

Mpa.

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng: [  H ]’ =min([  H ]1;[  H ]2)=481,8Mpa.
Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng.
[  H ]” =

[ H ]1  [ H ]2

=
2

509  481,8
= 495,4 Mpa.
2

-Theo 6.2a tài liệu [1] bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1.
0
[  F1 ] =  F lim 1 .KFC.KKL / SF.

=

441.1.1
= 252 Mpa.
1,75

0
[  F 2 ] =  F lim 2 . KFC. KFL / SF.

=

441 .1.1
= 236,6 Mpa.
1,75

-Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1].
[  H ]max = 2,8  ch 2 = 2.8.450 = 1260 Mpa.

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 14


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

[  F1 ]max = 0,8  ch1 = 0,8.580 = 464 Mpa.
[  F 2 ]max = 0,8  ch 2 = 0,8.450 = 360 Mpa.
3.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng)
3.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
aw1 = Ka( u  1)

3

T1 . K H 
[ H ] 2 u 1 . ba

(C.T 6.15a tài liệu [1])

Trong đó :
 ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.

Chọn  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.
 bd = 0,53  ba (u1+1) = 0,53.0,3.(4+1) = 0,795

-Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH 

 aw1 = 49,5(4+1) 3

= 1,02 ( sơ đồ 7).

32344.1,02
= 121,5 (mm)
481,82.4.0,3

Lấy aw1 = 125 mm.
3.2.2 Xác định các thông số ăn khớp:
Môđun: m = (0,01  0,02).aw1 = (0,01

 0,02).125 = 1,25  2,5

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 1,5
-Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.19 tài liệu[1].
Z1 =

2.125
2a w1
=
= 33,33
m(u1  1) 1,5( 4  1)

lấy Z1 = 33

-Số răng bánh lớn :
Z2 = u1.Z1 = 4 .33 = 132 lấy Z2 = 132

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 15


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Do đó : aw1 =

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

m( Z1  Z 2 ) 1,5(33  132)
=
= 123,75 mm
2
2

Lấy aw1 = 123,75 mm
-Tỷ số truyền thực sẽ là:

Z 2 132
um =
=
=4
Z1
33
3.2.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền:
0
-Góc profin gốc:   20

(theo TCVN 1065 – 71)

0
-Góc nghiêng răng:   0  cos   1

-Khoảng cách trục: aw = 123,75 mm
-Môđun:

m = 1,5

-Tỷ số truyền :

um = 4

-Hệ số dịch chỉnh: x = 0
-Số bánh răng:

Z1 = 33;

Z2 = 132

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

d1  m.

z1
33
 1,5.  49,5 (mm)
cos 
1

d 2  m.

z2
132
 1,5.
 198 (mm)
cos 
1

-Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 52,5 (mm)
da2 = d2 + 2.m = 201 (mm)
-Đường kính vòng lăn:
dw1 = 2.aw1/(um + 1) = 49,5 (mm)
SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 16


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

dw2 = dw1.um = 198 (mm)
-Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m = 45,75 (mm)
df2 = d2 – 2,5.m = 194,25 (mm)
-Chiều rộng vành răng:
bw =  ba.aw1 = 0,3.123,75=37,125 (mm)

-Hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta có:

   [1,88 – 3,2.(1/Z1 + 1/Z2)].cos  = 1,8
3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
-Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

 H  Z M .Z H .Z 

2.T1 .K H (u  1)
  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 liệu [1]
Zm = 274 (Mpa1/3).
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 tài
liệu [1] ta có:

ZH 

2. cos  b
2.1

 1,764
sin 2 tw
sin 2.20 0

Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Z 

4  
4  1,8

 0,86
3
3

K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

thẳng: K H = 1

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 17


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

-Vận tốc vòng của bánh răng:
v

 .d w1.n1 3,14.49,5.1425

 3,7 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

g0 = 56

6.15 tài liệu [1] ta có

 H  0,006  F  0,016

Vậy theo công thức 6.42 tài liệu [1]

vH   H .g 0 .v

aw
123,75
 0,006.56.3,7.
 6,9
um
4

Do đó:

K Hv  1 

vH .bw .d w1
6,9.37,125.49,5
1
 1,2
2.T1.K H .K H
2.32344.1,02.1

K H  K H .K H .K Hv  1.1,02.1,2  1,224
-Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:

 H  Z M .Z H .Z

2.T1.K H (u  1)
2.32344.1,224.5
 274.1,764.0,86.
 433,58 Mpa
2
bw .u1.d w1
37,125.4.49,52

Theo 6.1 tài liệu [1]:v = 3,7 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,85.3,70,1  0,97
Cấp chính xác 8 nên cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5...1,25 m .
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:

 H    H '.Z v .Z R .K xH

 481,8.0,97.0,95.1  443,98 Mpa

-Ta thấy  H   H  vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 18

ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

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

 F1 

2.T1 .K F .Y .Y .YF 1
bw1 .d w1 .m

  F 1 

Trong đó:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y 

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:

1
1

 0,55
  1,8

0
Y  1 
1
140

Số răng tương đương: Z v1 

Z1
 33
cos 3 

Z v2 

Z2
 132
cos3 

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 khi tính về
uốn: KF  = 1
vF   F .g 0 .v.

aw1
123,75
 0,016.56.3,7.
 18,44
um
4

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

K Fv  1 

vF .bw .d w1

18,44.37,125.49,5
1
 1,51
2.T1.K F .K F
2.32344.1,03.1

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

K F  K F .K F .K Fv  1,03.1.1,51  1,56
Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:

 F1 

2.T1.K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1.m



2.32344.1,56.0,55.1.3,8
 76,51
37,125.49,5.1,5

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 19


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

 F 1   F 1   252 Mpa
Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

 F2 

 F 1.YF 2 76,51.3,6

 72,48   F 2   236,5 Mpa
YF 1
3,8

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải:

K qt 

Tmax
1
T

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

 H max   H . K qt  427,09 Mpa   H max   1260 Mpa
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:
 F 1 max   F 1.K qt  75,26 Mpa   F 1 max   464 Mpa
 F 2 max   F 2 .K qt  236,5 Mpa   F 2 max   360 Mpa

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

3.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng):
'
Vì phân đôi cấp chậm nên TII 

TII
 61480 N .mm
2

3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

a w2  K a (u  1)3

TII' .K H

 H "2 .u 2 . 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
KH  : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc. Với:
SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

 bd  0,53. ba (u2  1)  0,61
Trang: 20


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được: KH  = 1,07;

KF  = 1,17 (ứng với sơ

đồ 3)

aw 2  43(2,85  1)3

61480.1,07
 112,5 mm
495,4 2.2,85.0,3

Lấy a w 2 = 115 mm
3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp:
Môđun: m = (0,01...0,02). a w 2 = (0,01...0,02).115 = 1,15...2,3. Chọn
môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh: m =1,5
0
Chọn   35  cos   0,819

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

2aw2 . cos  2.115.0,819

 32,6
m(u2  1)
1,5.3,85

lấy Z1 = 33

-Số răng bánh lớn:
Z2 = u2.Z1 = 2,85.33 = 94,05

lấy Z2 = 94

Do đó tỷ số truyền thực: um = Z2/Z1 = 2,85
Khi đó: cos   m( Z1  Z 2 )
2aw 2

   34,080

3.3.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền:
-Góc prôfin gốc:   20 0

(Theo TCVN 1065 – 71)

-Góc nghiêng răng:   34,08 0
 tg
-Góc prôfin răng:  t  arctg 
 cos 

 tg 200 

  23,720
  arctg 
0 

 cos 34,08 

-Góc ăn khớp:

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 21


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

 tw   t  23,720

-Khoảng cách trục: aw2 = 115 mm, vì răng nghiêng nên không dịch chỉnh
trục.
-Môđun: m = 1,5
-Chiều rộng vành răng: bw   ba .aw 2  0,3.115  34,5mm

chọn

bw=40mm
-Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 33;

Z2 = 94

-Tỷ số truyền cấp chậm: Um = 2,85
-Đường kính vòng chia:
d1  m

Z1

33
 1,5
 59,8mm
cos 
cos 34,080

d2  m

Z2
98
 1,5
 179,2mm
cos 
cos 34,080

-Đường kính vòng lăn:
d w1 

2aw 2 2.115

 59,7mm
um  1 3,85

d w2  d w1.um  59,7.2,85  170,2mm

-Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m = 59,8 + 2.1,5 = 62,8 mm
da2 = d2 + 2m = 179,2 + 2.1,5 = 182,2 mm
-Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5m = 59,8 – 2,5.1,5 = 56,05 mm

df2 = d2 – 2,5m = 179,2 – 2,5.1,5 = 175,45 mm
-Hệ số trùng khớp ngang:

 1
1 
   1,88  3,2  . cos   1,45
 Z1 Z 2 

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 22


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

-Hệ số trùng khớp dọc:

 

bw .sin 
 4,76
m.

-Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

tg b  cos 1 .tg   b  32,45 0
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]

2 cos  b
2. cos 32,450
ZH 

 1,58
sin 2 tw
sin 2.23,72 0

Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo công thức 6.36 tài
liệu[1]
Vì:    1  Z





1
1

 0,83

1,45

Vận tốc vòng của bánh răng:

v

 .d w1 .n2 3,14.59,7.356,25

 1,11m / s
60000
60000

-Tra bảng 6.13 tài liệu [1]: cấp chính xác là 9
-Tra bảng 6.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9; v < 2,5 m/s
=> K H = 1,13; K F =1,37
-Tra bảng 6.15 và 6.16 tài liệu [1] được: g0 = 73;  H  0,002 ;  F  0,006

 v H   H .g 0 .v

aw2
115
 0,002.73.1,11
 1,03m / s
um
2,85

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 23


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

-Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức 6.41 tài liệu [1]

K Hv  1 

v H .bw .d w1
1,03.40.59,7
 1
 1,02
'
2.TII .K H .K H
2.61480.1,07.1,13

-Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:

K H  K H .K H .K Hv  1,07.1,13.1,02  1,23
-Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc. Theo công thức 6.33 tài
liệu[1]

 H  ZM .ZH .Z

2.TII' .K H (u2  1)
2.61480.1,23.3,85
 274.1,58.0,75.
 388,69 Mpa
2
bw.u2.dw1
40.2,85.59,72

Cấp chính xác 8 do đó cần gia công đạt Ra = 2,5...1,25 m
=> ZR=0,95.

Với da < 700 mm => KxH = 1; v = 1,11 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 1
Theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1]:

 H    H ".Z v .Z R .K xH

 495,4.1.0,95.1  470,63 Mpa

Như vậy:  H   H  bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc.
3.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y 

1
1

 0,69
  1,45

0
38,89
 1
 0,72
-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y  1 
140
140
-Số răng tương đương:

Z v1 

Z1
 58,1

cos 3 

Z v2 

Z2
 165,4
cos 3 

SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 24


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

GVHD NGUYỄN MINH KỲ

-Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0
-Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,62; YF2 = 3,6
-Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:

v F   F .g 0 .v.

aw2
115
 0,006.73.1,11.
 3,09(m / s )
um
2,85

-Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1]:

K Fv  1 

v F .bw 2 .d w1
3,09.40.59,7

1

 1,04
2.TII' .K F .K F
2.61480.1,17.1,37

-Hệ số tải trọng khi tính về uốn xác định theo công thức 6.45 tài liệu [1]:

K F  K F .K F .K Fv  1,17.1,37.1,04  1,67
-Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng chủ động xác định theo công thức
6.43 tài liêu [1]:

 F1 

2.TII' .K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1 .m



2.61480.1,67.0,69.0,72.3,62
 103,1 Mpa
40.59,7.1,5

-Thấy:  F 1   F 1   252 Mpa
-Ứng suất sinh ra tại chân bánh bị động xác định theo công thức 6.44 tài
liêu [1]:

 F2 

 F 1.YF 2 103,1.3,6

 102,5   F 2   236,5 Mpa
YF 1
3,62

3.3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
-Hệ số quá tải: K qt 

Tmax
1
T

-Ứng suất tiếp xúc cực đại:

 H max   H . K qt  319,81 Mpa   H max   1260 Mpa
-Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
SVTK: HOÀNG NGUYÊN TRƯỜNG PHÚC

Trang: 25