ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY: XÍCH PHÂN CẤP NHANH

GVHD: Đặng Văn Hải

Đồ Án Chi Tiết Máy

CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM
Cán bộ hướng dẫn 1 :……………………………………………………………………….
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )
Cán bộ hướng dẫn 2 :……………………………………………………………………….
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )
Cán bộ hướng dẫn 3 :……………………………………………………………………….
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )
Cán bộ chấm nhận xét 1 :…………………………………………………………………...
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )
Cán bộ chấm nhận xét 2 :…………………………………………………………………...
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )
Cán bộ chấm nhận xét 3 :…………………………………………………………………...
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )

Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại :
HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP TRƯỜNG ĐẠI HỌC
CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP. HỒ CHÍ MINH
Ngày 08 tháng 06 năm 2016

1
SVTH: Bùi Duy Binh


GVHD: Đặng Văn Hải

Đồ Án Chi Tiết Máy

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi
và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với
các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không
thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học
trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có
cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta
hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của 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 hình chiếu với công cụ AutoCad, Inventor điều rất cần
thiết với một kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy ĐẶNG VĂN HẢI 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,do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong
nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.
Sinh viên thực hiện.

BÙI DUY BINH

2
SVTH: Bùi Duy Binh


GVHD: Đặng Văn Hải

Đồ Án Chi Tiết Máy

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………

3
SVTH: Bùi Duy Binh


GVHD: Đặng Văn Hải

Đồ Án Chi Tiết Máy
MỤC LỤC

Lời mở đầu................................................................................................................ 2
Nhận xét giáo viên hướng dẫn.................................................................................3
Nhiệm vụ đồ án.........................................................................................................6
Chương 1. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN....................7
I. Tính công suất động cơ.........................................................................................7
1. Chọn hiệu suất.......................................................................................................7
2. Tính công suất cần thiết..........................................................................................7
3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ.............................................................8
4. Chọn động cơ điện.................................................................................................8
II. Phân bố tỉ số truyền............................................................................................9
III. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục............................9
1. Phân phối công suất trên các trục...........................................................................9
2. Tính toán số vòng quay trên các trục......................................................................9
3. Tính toán momen xoắn trên các trục....................................................................10
Chương 2. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH.....................................................11
1. Xác định thông số của bộ truyền xích...................................................................11
2. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền........................................................................13
3. Đường kính đĩa xích.............................................................................................14
4. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc...............................................................................15
5. Xác định lực tác dụng lên trục..............................................................................15
Chương 3. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.......................................17
I. Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh................................... 20
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục..........................................................................20
2. Xác định các thông số ăn khớp.............................................................................20
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc..................................................................21
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.........................................................................23
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải................................................................................24

4
SVTH: Bùi Duy Binh


GVHD: Đặng Văn Hải

Đồ Án Chi Tiết Máy

II. Tính toán cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm........................................26
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.........................................................................26
2. Xác định các thông số ăn khớp.............................................................................26
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc..................................................................27
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.........................................................................29
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải................................................................................30
Chương 4. TÍNH TOÁN TRỤC, CHỌN THEN VÀ CHỌN Ổ LĂN..................32
I. Tính toán thiết kế trục và chọn then.................................................................32
1. Chọn vật liệu........................................................................................................32
2. Xác định sơ bộ đường kính trục...........................................................................32
3. Xác định chiều dài mayơ, khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực..............33
II. Chọn ổ lăn..........................................................................................................61
Chương 5. TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC.........................66
I. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp.....................................................66
II. Một số kết cấu khác liên quan đến hộp giảm tốc............................................69
1. Bulông vòng........................................................................................................69
2. Chốt định vị..........................................................................................................69
3. Cửa thăm..............................................................................................................70
4. Nút thông hơi.......................................................................................................70
5. Nút tháo dầu.........................................................................................................71
6. Que thăm dầu.......................................................................................................72

7. Vòng phớt............................................................................................................. 72
8. Vòng chắn dầu......................................................................................................73
9. Bôi trơn…............................................................................................................73
10. Khớp nối trục 1 và trục động cơ.........................................................................73
III. Dung sai và lắp ghép........................................................................................76
Tài liệu tham khảo.................................................................................................79

5
SVTH: Bùi Duy Binh


GVHD: Đặng Văn Hải

Đồ Án Chi Tiết Máy
NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN

Số liệu ban đầu :
Tính toán thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền xích.
Thời gian làm việc Lh =16000 h, làm việc 3 ca.
Công suất tải P = 15,5 kW , số vòng quay tải n = 113 vg/ph.
5

I

II

III
4

3

2
1

Hình 1:

Hình 2:

Sơ đồ động hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh

Sơ đồ tải trọng

Trong đó :
1 - Động cơ
2 - Khớp nối đàn hồi

I -Trục 1

3 - Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

II - Trục 2

4 - Bộ truyền bánh răng cấp chậm

III -Trục 3

5 - Bộ truyền xích

6
SVTH: Bùi Duy Binh

CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.
TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ :
1. Chọn hiệu suất của hệ thống :
 Hiệu suất truyền động (công thức 2.9, trang 19,sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn
Động Cơ Khí [1], ) :
η=
Theo sơ đồ hộp giảm tốc ,ta có:
-

Với : (Tra bảng 2.3,trang 19,[1])

: Hiệu suất nối trục đàn hồi
: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
: Hiệu suất bộ truyền xích
: Hiệu suất một cặp ổ lăn
2. Tính công suất cần thiết :
Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Pct 

Pt


Trong đó :
Pct

: Công suất cần thiết trên trục động cơ

Pt : Công suất tính toán trên trục máy công tác

 : Hiệu suất truyền động dựa vào yêu cầu gia công Plv = 15,5 kW, lv = 113 vòng/phút
 Công suất tính toán (công thức 2.14, trang 20, [1]) :
2



T � t
�
Pt  Ptd  P1. ��i �. 1
�T � �ti


2

2

2

�T �
�T1 �
�T �
t1  �2 ��
t2  �3 ��
t3
� ��
T�
T �

T �
�
�
�
Pt  Ptd  P1 �
t1  t2  t3


2

2

2

�T �
�0, 9T �
�0, 7T �
0, 2t  �
0,5t  �
0,3t
� ��
��
��
T�
T �
T �
�
�
�
15,5 �

 13, 44  kW 
0,
2
t

0,5
t

0,3
t
=

 Công suất cần thiết :
Pct 

Pt 13, 44

 16  kW 
 0,84

3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
 Số vòng quay trên trục công tác: (vòng/phút).
 Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống (tra bảng 2.4, trang 21, [1]).
Với: uh = 8 : tỉ số truyền HGT phân đôi cấp nhanh
ux = 3 : tỉ số truyền bộ truyền xích
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
(vòng/phút)
4. Chọn động cơ điện:
 Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn:
 Tra bảng P1.3 trang 236, [1] ta chọn :

Theo điều kiện ta chọn động cơ 4A160M2Y3 :
Công suất
(kW)
18,5

Vận tốc
quay(vg/ph
)
2930

Thỏa :

cosφ

η%

0,92

88,5

2,2

1,4


II.

PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN:

 Tỷ số truyền chung của hệ chuyển động :

 Tra bảng 3.1 trang 43,[1] ta chọn :
Với :u1 = 3,08 : tỉ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh
U2 = 2,60 : tỉ số truyền cặp bánh răng cấp chậm
 Tỷ số truyền bộ truyền xích :
Chọn
III.

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT,MOMEN VÀ SỐ VÒNG QUAY TRÊN CÁC

TRỤC :
1. Phân phối công suất trên các trục
P3 

P 15,5

 16, 67  kW 
 x 0,93

P2 

P3
16, 67

 17,36  kW 
olbr 0,99.0,97

P1 

P2
17,36


 18, 08  kW 
olbr 0,99.0,97

Pdc 

P1 18, 08

 18, 26  kW 
kn 0,99

2. Tính toán số vòng quay trên các trục :
n1  udc  2930 (vòng/phút)

n2 

n1 2930

 951
u1 3, 08
(vòng/phút)


n3 

n2 951

 366
u2 2, 60
(vòng/phút)

nct == 113 (vg/ph)
3. Tính toán momen xoắn trên các trục :
T1  9,55.106.

P1
18, 08
 9,55.10 6.
 58929, 7
n1
2930
(Nmm)

T2  9,55.106.

P2
17,36
 9,55.106.
 174330, 2
n2
951
(Nmm)

T3  9,55.106.

P3
16, 67
 9,55.106.
 434968, 6
n3

366
(Nmm)

Tdc  9,55.106.

Pdc
18, 26
 9,55.10 6.
 59516, 4
ndc
2930
(Nmm)

Bảng 1.1: Thông số kĩ thuật
Trục

Trục động
cơ

Trục I

Trục II

Trục III

Trục công tác
IV

18,5

18,08

17,36

16,67

15,5

Công suất
P(kw)
Tỉ số truyền
u
Số vòng
quay
n(vg/ph)
Momen
xoắn T
(Nmm)

Ux = 3,2

U1 =3,08

U2 =

2930

2930

951

366

113

58929,7

58929,7

174330,2

434968,6

59516,4

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Số liệu ban đầu:
Công suất:
Số vòng quay bánh dẫn:
Momen xoắn:


Tỉ số truyền:
Điều kiện làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 3 ca,tải trọng tĩnh, bôi trơn nhỏ giọt, trục
xích điều chỉnh được.
1. Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
1.1 Chọn loại xích:
Vì công suất và vận tốc trung bình nên dùng xích con lăn. (xích con lăn có độ bền
cao hơn xích ống và sử dụng rộng rãi).
1.2 Chọn số răng đĩa xích:

Tính số răng đĩa xích nhỏ theo công thức trang 80[1] ta có:
Ta chọn z1 = 23 răng.
Từ công thức 5.1/81[1] ta có công thức tính số răng đĩa xích lớn:
(đối với xích con lăn)
Chọn z2 = 74 răng.
1.3 Xác định số bước xích:
Bước xích Px tính theo công thức 5.3/81[1] ta có:
Trong đó:

Pt: công suất tính toán (kW)
P: công suất truyền (kW)
[P]: công suất cho phép (kW).
=1,07: hệ số răng (trong đó với z1=23)
(hệ số vòng quay)

Dựa vào bảng 5.5/81[1] ta chọn số vòng quay đĩa xích nhỏ : n01 = 400(vòng/phút)
 Hệ số vòng quay
Theo công thức 5.4/81[1] ta có hệ số sử dụng xích k:
Dựa vào bảng 5.6, 5.7/82[1] ta có:
k0 = 1 (đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang 60o ).


ka = 1 (hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a = (30…50)p ) .
kđc = 1 (vị trí trục điều chỉnh được bằng một trong các đĩa xích) .
kbt = 1 (môi trường không bụi, chất lượng bôi trơn II - bảng 5.7) .
kđ = 1 ( tải trọng tĩnh, làm việc êm) .
kc = 1,45 (bộ truyền làm việc 3 ca) .
 k = 1.1.1.1.1.1,45 = 1,45
 Pt = P3.k.kz.kn= 16,67.1,45.1,07.1,09=28,2 kW
Để bước xích có kích thước nhỏ hơn ta có thể dùng xích nhiều dãy, khi đó bước xích

được chọn từ điều kiện:
Với: kd là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy.Ta chọn số dãy xích là 3 nên k d=
2,5 .
Theo bảng 5.5/81[1] với n01 = 400 (vòng/phút), chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước xích p
= 25,4 mm. Ta thỏa mãn điều kiện bền mòn
Pd < [P] =19 kW
Đồng thời theo bảng 5.8/83[1] thỏa mãn điều kiện bước xích :
P < pmax.
1.4 Tính khoảng cách trục a và số mắt xích:
Khoảng cách trục sơ bộ theo công thức 5.11/84[1] ta có:
a = (30…50)p
Ta chọn:

a = 30p = 30.25,4= 762 mm

Theo công thức 5.12/85[1] ta có số mắt xích:

Lấy mắt xích chắn là 110.
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13/85[1] ta có:
=753 mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:


Số lần va đập của xích : (theo 5.14/85[1]) ta có:
2. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo công thức 5.15/85[1] ta có hệ số an toàn:
Trong đó :
Q = 170100 (N) :tải trọng phá hỏng (dựa vào bảng 5.2/78[1]).
q = 7,5 (kg) :khối lượng 1 mét xích.
kđ = 1,2 (chế độ làm việc trung bình)

Ta có: (m/s)
Lực vòng
Theo công thức 5.16/85[1] ta có lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
Với: kf là hệ số phụ thuộc độ vòng f của xích và vị trí bộ truyền, lấy kf = 6 (bộ truyền nằm
ngang).
Lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 7,5.3,62 = 97,2 (N)

Theo bảng 5.10/86[1] với n = 400 (vòng/phút),[s]=9,3.
 s > [s]: bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
3. Đường kính đĩa xích:
Theo công thức 5.17/86[1] ta có đường kính vòng chia đĩa xích:

Đường kính vòng ngoài đĩa xích:
(mm)
611 (mm)
Đường kinh vòng đáy đĩa xích:


)
Với : r = 0,5025.d1 + 0.05 = 0,5025.15,08 + 0,05 = 7,63 mm trong đó d1 = 15,08 tra bảng
5.2/78[1].
4. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 5.18/87[1] :
Trong đó:


]: ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa) tra bảng 5.11/86[1].



kr = 0,42 hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích (với z1= 23 răng)



Ft =4631 (N) lực vòng



Kđ = 1 hệ số tải trọng động (tải trọng tĩnh, làm việc êm; tra bảng 5.6/82[1]).



Fvđ = 13.10-7.n3. lực va đập trên 3 dãy xích. (công thức 5.19/87[1] ).



E = 2,1.105 (MPa) modun đàn hồi



A= 450 (mm2) diện tích của bản lề (tra bảng 5.12/87[1]).



kd = 3 hệ số phân bố tải trọng không đều cho xích 3 dãy


Như vậy (theo bảng 5.11) đĩa bị động có Z > 30, với vận tốc xích < 5 m/s nên ta chọn
vật liệu là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 170…210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép
[] = 500… 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa:

 Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền tiếp xúc.
5. Xác định lực tác dụng lên trục:
Theo công thức 5.20/80[1] ta có:
Trong đó: kx = 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích ( bộ truyền nằm ngang).


Bảng 2.1 : Thông số bộ truyền xích
Thông số

Bánh dẫn

Bánh bị dẫn

Khoảng cách trục(aw)

751 mm

Bước xích (p)

25,4 mm

Số mắt xích (x)

110

Chiều dài xích (L)

L = x.p = 2794 mm

Lực tác dụng lên trục( Fr)

5325,7 N

Vận tốc trung bình (v)
Số răng (z)
Đường kính vòng chia (d)
Đường kính vòng đỉnh (da)
Đường kính vòng đáy ( df)

3,6 m/s
Z1 = 23

Z2 = 74

d1 = 187 mm

d2 = 598 mm

da1 = 198 mm

da2 = 611 mm

df1 = 172 mm

df2 = 583 mm


CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Số liệu ban đầu :
Tổng thời gian làm việc , làm việc 3ca.

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):
Tỷ số truyền
Số vòng quay trục I

)

Momen xoắn T
Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng):
Tỷ số truyền
Số vòng quay trục II

)

Momen xoắn T
 Chọn vật liệu :
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở
đây chọn vật liệu cho các cặp bánh răng như nhau :
- Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn :
- Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có , .
- Bánh lớn (bánh bị động): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có
,.
 Xác định ứng suất cho phép :
Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép 45 được tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350,ta có:
, SH =1,1 , = 1,8HB , SF = 1,75
Chọn độ rắn của bánh nhỏ HB1 = 250 HB,độ rắn của bánh lớn HB2 = 240 HB. Khi đó:

- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở : (Công thức 6.5 trang 93, [1] )

= 4.106

-Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :
Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì áp dụng các công
thức. Theo công thức 6.7 trang 93,[1], ta có:
Trong đó : - c, , , lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, mômen xoắn, số
vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế độ I của bánh răng đang xét.


Theo công thức 6.8 trang 93,[1],ta có :
Trong đó: là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350.

Ta thấy nên chọn để tính toán.
Suy ra:
-Ứng suất tiếp cho phép :
Theo công thức 6.1a trang 93,[1],ta có :

Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo công thức 6.12 :
-Ứng suất uốn cho phép :
Theo công thức 6.2a, trang 93, [1] ta có (do quay 1chiều);


-Ứng suất tải cho phép :

I. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH :
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
 Theo công thức 6.15a, trang 96, [1] :

Với :
-

Ka = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (tra bảng

-

6.5, trang 96, [1])
= 58929,7 Nmm , Momen xoắn trên trục bánh chủ động
; (bảng 6.6)
KHβ : trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, với bảng
6.7, trang 98, [1]

=> Chọn khoảng cách trục .
2. Xác định các thông số ăn khớp:
 Xác định môđun :
- Theo công thức 6.17 trang 97,[1],ta có :

-

Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn mô đun
Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x :
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng
Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ :

Ta chọn:


-

Số bánh răng lớn :

Ta chọn

-

Do đó tỷ số truyền thực:

Ta có :
-

unh

zt = z1 + z2 = 108 răng
Theo công thức 6.32 trang 103,[1],ta có góc nghiêng răng:

cosβ = zt/(2.aw1 )= 2.106/2.125 = 0,86
Suy ra : β = 30,68o
Như vậy nhờ có góc nghiêng β của răng, ở đây không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng
cách trục cho trước.
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:
Trong đó :
-

: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1])
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1])

Với:
+ Theo 6.35,ta có : tgβb = cosαttagβ = cos22,94.tag30,68 = 0,55 => βb = 28,81o
( là góc profin răng và là góc ăn khớp :
αt = αtw =arctg(tagα/cosβ) =arctg(tg20/0,86) = 22,94o
- Bề rộng vành răng : mm
+ Theo 6.37, ta có hệ số trùng khớp dọc:

- Do đó theo 6.36, ta có hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Zε = = = 0,82
+ Theo công thức 6.38b, ta có hệ số trùng khớp ngang :
- KH : hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc
(công thức 6.39, trang 106, [1])
+ KHβ = 1,07 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng (bảng 6.7, trang 98, [1])


+ Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động
Với:
(đường kính vòng lăn bánh chủ động)
v = 9,4 m/s theo bảng 6.13, trang 106, dùng cấp chính xác 8.Theo bảng 6.14, trang 107
với cấp chính xác 8 và v < 10 m/s ta chọn
+ Theo công thức 6.42, trang 107, [1], ta có :
Với:
:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])
:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,trang 107,[1])

Thay các giá trị vừa tính được vào 6.33 ta được :
= 426 MPa
Theo công thức 6.1 với v = 9,4 m/s => Zv = 0,85 ; với cấp chính xác là 8, khi đó cần gia
công đạt độ nhám Ra = 1,25...0,63 m, do đó Zr = 1 ; với da < 700 mm, KxH = 1. Do đó
theo (6.1) và (6.1a), ta có:
[] = []. Zv. Zr. KxH = 518.1,06.1.1 = 549,08 MPa
 Như vậy ⇒ cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
 Theo công thức 6.43 trang108,[1]:
Trong đó :
-

= 58929,7 Nmm : mômen xoắn trên bánh chủ động
mn1 = 2 mm : môđun pháp tuyến
bw1 = 37 mm : chiều rộng vành răng
dw1 = 61 mm : đường kính vòng lăn bánh chủ động
Y = 1/là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Yβ =1 - /140 = 1 – 30,680/140 = 0,78 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Số răng tương đương:
zv1 = z1/cos3 = 26/ cos330,68 = 41


zv2 = z2/cos3 = 80/ cos33068 =126
Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6
-

KF :hệ số tải trọng về uốn (theo 6.45).
+ Theo bảng 6.7, trang 98, [1], ; theo bảng 6.14, trang 107, [1] với
v = 9,4 m/s và cấp chính xác 8,
+ Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1]

Với :
δF = 0,006 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])
g0 = 56 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,
trang107, [1])

Vậy :
Thay các giá trị vừa tính được vào 6.43 ta có :

 Như vậy : = 105,5 MPa < = 257 MPa
= 103 MPa < = 246 MPa

=> Cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn.
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải :
 Ta có hệ số quá tải:
 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp xúc cực đại :
 Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

 Vậy cặp bánh răng đảm bảo về quá tải.


Bảng 3.1. Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh :

Thông số

Giá trị

Khoảng cách trục
Modul pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền thực
Góc nghiêng răng
Đường kính vòng lăn
Số răng bánh răng
Đường kính vòng chia

60 mm

Đường kính đỉnh răng

mm

mm

Đường kính đáy răng
Góc ăn khớp

II.

với a=0,5.(

TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM:
1.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
 Theo công thức 6.15a, trang 96, [1]:


Với :
-

Ka = 49,5 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng

-

6.5, trang 96, [1]
, mômen xoắn trên trục bánh chủ động
;
:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, với bảng 6.7,
trang 98, [1]

Chọn
2. Xác định các thông số ăn khớp :

 Xác định môđun :
- Theo công thức 6.17 trang 97,[1] ta có môđun :
Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp
chậm bằng môđun ở cấp nhanh (tra bảng 6.8, trang 99, [1]) chọn
 Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x :
- Theo công thức 6.18 trang 99,[1] ta có số răng bánh nhỏ :
Chọn = 44 răng
-

Số bánh răng lớn:

Chọn = 114 răng
-

Do đó tỷ số truyền thực:

uch

Ta có số răng tổng : zt = z3 + z4 = 158 răng
-

Do sử dụng cặp bánh răng thẳng nên góc nghiêng β = 0
Do z3 > 30 nên không cần dịch chỉnh.

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
 Theo công thức 6.33, trang 105, [1] ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:
Trong đó:


-

ZM = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

-

(bảng 6.5, trang 96, [1])
ZH = 1,76 : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (tra bảng 6.12, trang 106,

-

[1])
Bề rộng vành răng : mm
+ Theo 6.37, ta có hệ số trùng khớp dọc:

-

Khi = 0 thì (hệ số kể đến sự trùng khớp của răng) xác định như sau :

== = 0,86
Trong đó:
KH : hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc
(công thức 6.39, trang 106, [1])
+ KHβ = 1,02 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng (bảng 6.7, trang 98, [1])
+ Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động :

Với:
: Đường kính vòng lăn bánh chủ động
theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 8. Với v < 5 m/s và cấp chính
xác 8 ta chọn KHα = 1,09 (tra bảng 6.14).

+ Theo công thức 6.42, trang 107, [1], ta có :
Với:
:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])
:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang107,
[1])


Thay các giá trị vừa tính được vào 6.33 ta được :
= 444 MPa
Theo công thức 6.1 với v = 4,4 m/s ⇒ Zv =0,85; với cấp chính xác là 8, khi đó cần gia
công đạt độ nhám Ra = 2,5...1,25m, do đó Zr = 0,95 ; với da < 700 mm, KxH = 1. Do đó
theo (6.1) và (6.1a), ta có:
[] = []. Zv. Zr. KxH = 500.0,99.0,95.1 = 470,3 MPa
 Vậy : < ] nên cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
 Theo công thức 6.43 trang108,[1]:
Trong đó :
-

T2 = 174330,2 Nmm : mômen xoắn trên bánh chủ động
mn2 = 2 mm : môđun pháp tuyến
bw2 = 64 mm : chiều rộng vành răng
dw2 = 89 mm : đường kính vòng lăn bánh chủ động
Y = 1/là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Yβ =1 - /140 = 1 – 0/140 = 1 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Số răng tương đương:
zv1 = z1/cos3 = 44/ cos30 = 44
zv2 = z2/cos3 = 114/ cos30 = 114
Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,65 ; YF2 = 3,6

-

KF :hệ số tải trọng về uốn (theo 6.45).
+ Theo bảng 6.7, trang 98, [1], ; theo bảng 6.14, trang 107, [1] với
v = 4,4 m/s và cấp chính xác 8,
+ Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1]

Với :
δF = 0,011 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])
g0 = 56 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,
trang107, [1])