Đồ án chế tao may hop giảm tốc 2 cấp đồng trục

LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học “Thiết kế chi tiết máy”là đồ án môn học cơ sở thiết kế máy.
Đồ án này là một phần quan trọng và cần thiết trong chương trình đào tạo của ngành cơ
khí. Nó không những giúp cho sinh viên bước đầu làm quen với công việc thiết kế máy
và chi tiết máy mà còn giúp chúng ta củng cố kiến thức đã học, nâng cao khả năng thiết
kế của người kĩ sư trong các lĩnh vực khác nhau.Hiện nay, do yêu cầu của nền kinh tế
nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi người kĩ sư cơ khí cần phải có kiến thức
sâu rộng, phải biết vận dụng những kiến thức đã học để giải quyết những vấn đề thực tế
thường gặp phải trong quá trình sản xuất. Ngoài ra đồ án môn học này còn tạo điều kiện
cho sinh viên nắm vững và vận dụng có hiệu quả các phương pháp thiết kế nhằm đạt
được các chỉ tiêu kinh tế kĩthuật theo yêu cầu trong điều kiện và qui mô cụ thể.
Ở đây là đồ án thiết kế“ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng ”.
Do lần đầu thực hiện đồ án môn học này nên không tránh khỏi những thiếu sót. Em
mong được sự đóng góp ý kiến chỉ bảo của Thầy.
Em xin chân thành cảm ơn thầy NGUYỄN THANH TÙNG cùng các Thầy trong Khoa
Cơ Khí đã tận tình chỉ bảo hướng dẫn em hoàn thành đồ án này.

Sinh viên thực hiện : Ngô Tuấn anh
Mã sinh viên : 1521060448
Lớp : Công nghệ chế tạo máy
Khóa : 60


Thông số

Đơn vị

Trị số

Lực kéo băng tải P

KN

5,2

ĐỀ TÀI MÔN HỌC:

Số vòng quay tang quay

v/p

65

Đường kính tang quay D

mm

355

Thời hạn sử dụng

năm

5

Số ngày làm việc trong năm

Ngày

270

Số ca làm việc trong ngày

Ca

3

Tính chọn động cơ, phân
phối tỉ số truyền, thiết kế
các bộ truyền, thiết kế
trục,chọn ổ lăn, thiết kế
các chi tiết của hộp giảm
tốc, phương án bôi trơn và
lắp ghép.

Số giờ làm việc 1 ca

Giờ

5

Góc nghiêng

Độ

65
Va đập vừa

Sơ đồ tải trọng và sơ đồ hệ thống như hình vẽ :

- Số liệu trạm dẫn động

băng tải


1 : Động cơ điện ; 2 : Khớp nối ; 3: Bộ truyền đai dẹt ; 4 : ổ lăn; 5: Hộp giảm tốc; 6:Tang

Chương 1 : Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

1.1. Xác định công suất cần thiết , Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện ,chọn
quy cách động cơ.
1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ .
Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động cơ xoay
chiều. Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay
chiều .Trong các loại động cơ điện xoay chiều ta chọn loại động cơ ba pha không
đồng bộ rôto lồng sóc (ngắn mạch) .Với những ưu điểm :kết cấu đơn giản ,giá
thành tương đối hạ ,dễ bảo quản ,làm việc tin cậy ,có thể mắc trực tiếp vào lưới
điện ba pha không cần biến đổi dòng điện.
1.1.2. Xác định công suất của động cơ.


- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:
ct

P = (công thức 2.8 trang 19 - {1})
Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
P

t

Là công suất tính toán trên máy trục công tác (kW).

η
lv

Là hiệu suất truyền động .

= => v= = = 1,208 m/s

- Hiệu suất truyền động theo công thức 2.9 trang 19 - {1}:
η = ηol4. ηbr2 . ηđ . ηkn
Theo bảng 2.3 trang 21 - {1} ta chọn:
ηol = 0,995 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn
ηbr = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ
ηđ = 0,98 : Hiệu suất bộ truyền đai
ηkn = 1 : Hiệu suất của khớp nối

Thay vào ta được : η = 0,9954. 0,962. 0,98 . 1 0.990%
Vậy Pct = = = = 6,78 (kW)

1.1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ.
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức 2.18 trang 21 – {1}:
n

sb

lv

= n . ut

sb

Trong đó: n : Là số vòng quay đồng bộ


lv

n : Là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải
quay
t

u : Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
lv

v = n = (v/p)
Mặt khác: ut = ubr . uđ .
nên

sb

lv

n = n . ut

Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} ta chọn:
Ubr = 10 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ
uđ = 4 Tỉ số truyền của bộ truyền đai dẹt
ukn = 1 Tỉ số truyền của khớp nối
=> ut = ubr . uđ . = 10.4.1 = 40 (v/p)

sb

Thay vào (1.2) ta được : n = 74.40= 2960 (v/p)
1.1.4. Chọn quy cách động cơ.
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:
Pđc>Pct

;

nđc≈ nsb ( công thức 2.19 trang 22 – {1})

Theo bảng phụ lục P1.1 trang 234 - {1}, ta chọn được động cơ có:

-

Kiểu động cơ : 4A112M2Y3
Công suất động cơ : P = 7,5 (Kw)
Vận tốc quay: n = 2922(v/p)

1.2. Phân phối tỉ số truyền.


t

* Xác định tỷ số truyền u của hệ thống dẫn động
ut =
Trong đó:

dc

n : Là số vòng quay của động cơ
lv

n : Là số vòng quay của trục băng tải
Thay số

ut = 44,9
t

* Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u cho các bộ truyền
t

u = un .ud
Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} và dãy tiêu chuẩn trang 49 – {1} ta chọn:
4 Tỉ số truyền của bộ truyền đai dẹt
⇒

= = 11,23

- Tỉ số truyền trong hộp: = ( Vì hộp đồng trục )
- Vậy = = 3,35
1.3. Xác định các thông số động học và lực của các trục.
1.3.1. Tính tốc độ quay trên các trục.

- Trục động cơ : 2922 (v/p)
- Trục I : = = = 730,5(v/p)
- Trục II : = = = 218 (v/p)
- Trục III : = = = 65,1 (v/p)

1.3.2. Tính công suất trên các trục.
Gọi công suất các trục I , II , III lần lượt là có kết quả:

- Công suất danh nghĩa trên trục III :
= = = 11,57(kW)


- Công suất danh nghĩa trên trục II :
-

= = = 12,1 (kW)
Công suất danh nghĩa trên trục I :
=

=

=12,66 (kW)

1.3.3. Tính mômen xoắn trên các trục:
- Trục động cơ:
= 9,55 . = 9,55 . = 43141 (Nmm)

- Trục I :
= 9,55 . = 9,55 . = 165507 (Nmm)

-

Trục II :
= 9,55 . = 9,55 . = 530068 (Nmm)

-

Trục III :

= 9,55 . = 9,55 . = 1808404 (Nmm)

-

Trục công tác :
Tct = 9,55 . = 9,55 . = 1245371 (Nmm)
Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :

Bảng 1-2 : Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn
động .

Công suất : P (kW)
Tỉ số truyền U

Động cơ

I

II

13,2

12,66

12,1

1

4

III
11,57
3,35

Công tác
6,78
3,35


Số vòng quay (n:v/p)

2922

730,5

218

65,1

65,1

Moment xoắn (T)

43141

165507

530068

1808404

1245371

Chương 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền
3.1. Thiết kế bộ truyền đai.
3.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai.
- Truyền động đai là truyền động ma sát giữa đai và bánh đai
- Ưu điểm của bộ truyền đai:
+ Có khả năng truyền chuyển động và cơ năng ở các trục cách xa nhau
+ Làm việc êm , không gây ồn
+ Giữ được an toàn cho các chi tiết máy khi quá tải
+ Kết cấu đơn giản , giá thành rẻ
Do đó ta chọn loại đai dẹt và vật liệu là vải cao su có sức bền cao , đàn hồi cao, ít
chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm , vận tốc truyền cao .

3.1.2. Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.


a.
Đường
kính
đai
nhỏ.
-

Đường
kính bánh đai nhỏ được xác định theo công thức thực nghiệm sau :
d1 = (5,2…6,4). = 182 224
Trong đó T1= 43141 Nmm
Chọn đường kính d1 theo dãy tiêu chuẩn d1= 200mm

Vận tốc đai : v =
=

( công thức 5.18 trang 93 – {2})
= 7,6 (m/s)

Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc đai cho phép = 25

30 (m/s)

b. Đường kính đai lớn.
Đường kính bánh đai lớn :
d2 = d1 . . (1-ε) = 200. 4. (1 - 0,01)= 792 (mm)
Trong đó : - tỉ số truyền đai dẹt
ε = 0,01 ÷ 0,02 - hệ số trượt
Chọn đường kính d2 theo tiêu chuẩn, d2 =800 (mm )
Tỉ số truyền thực tế : =

( công thức 4.10 trang 132 – {4})


= = 4.04
Sai số của tỉ số truyền : u =
= .100% = 1% <(3%5% )
Vậy thỏa mãn điều kiện .Ta có thể giữ nguyên các thông số đã chọn.
c. Khoảng cách trục A và chiều dài đai L.
-

Khoảng cách trục được xác định theo công thức:
(1,5...2) = 12001600 (mm)

Lấy asb = 1400 mm

- Chiều dài đai được xác định theo công thức:
Từ khoảng cách trục asb đã chọn
l= 2asb + + = 2.1400 + - = 4305 mm
= 4.305m
Sau khi tính xong cần cộng thêm từ 100mm đến 400mm tùy theo cách lối đai
Số vòng chạy của đai:
i= = == 1,74

Trong đó : v là vận tốc đai (m/s)
i số lần uốn của đai trong 1s

Thỏa mãn điều kiện: i imax = 35
- Xác định lại khoảng cách trục a theo công thức 4.6 {1} :
A = ( λ + )/4
Trong đó : = 1 - 1 + d2 )/2 = l- 3,14.( 200+800)/2 = 2735
= ( d2 – d1 )/2 = ( 800-200)/2 = 300
=> A = ( + )/4 = 1334mm
- Góc ôm 1 trên bánh nhỏ được xác định theo công thức :


1=

- = - =

Thỏa mãn điều kiện 1 đối với đai vải cao su
3.1.3. Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai
- Lực vòng được xác định theo công thức sau :
=

(công thức 4.9 trang 54 – {1})

= = 1447,36 (N)
Trong đó: P1 là công suất trên trục bánh đai nhỏ
V là vận tốc
- Theo bảng 4.8 trang 55{1} . Tỉ số ()max nên dùng là ( đai vải cao su ). Do đó = =
= 5mm
- Theo bảng 4.1 trang 51{1} chúng ta dung đâi KHJI65 không có lớp nót , trị số
tiêu chuẩn =5 với số lớp là 5.
- Ứng suất có ích cho phép [F] xác định theo công thức :
[F]= [F]o.C.Cv.Co = 2,425.0,94.0,95.1 = 2,17 Mpa
Trong đó : +Bộ truyền đặt nằm ngang chọn o = 2Mpa. Theo bảng 4.9 trang 56{1}
k1 =2,7 ; k2 = 11
Do đó [F ] = 2,7- = 2,7 - = 2,425 Mpa
+ = 0,94 tra bảng 4.10 trang 57 {1}
+ Cv = 1,03 tra bảng 4.11 trang 57 {1}
+ Co = 1 tra bảng 4.12 trang 57 {1}
- Chiều rộng bánh đai :
b = = = 140,27 mm
Trong đó: + kđ = 1,1 Hệ số tải trọng động tra bảng 4.7 trang 55 {1}
+ Theo bảng 4.1 lấy b= 141 mm
+ Chiều rộng bánh đai: B = 160

tra bảng 21.16 trang 64 {2}


3.1.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
- Với o = 2Mpa đã chọn khi xác định [ ]o ta tính được lức căng ban đầu :
Fo = o..b= 2 .5. 141= 1410 N

- Lực tác dụng lên trục :
Fr = 2.Fo. = 2.1410.sin() = 2750 N

Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng
2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng ( cấp nhanh)
2.1.1 Chọn vật liệu.
- Chọn vật liệu thích hợp là bước quan trọng trong bước tính toán thiết kế chi tiết máy nói
chung và truyền động bánh răng nói riêng. Đối với bộ truyền bánh răng có công suất nhỏ
và trung bình nên chọn vật liệu là thép cacbon chất lượng tốt nhóm I có độ rắn HB
350 . Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ
truyền có khả năng chạy mòn.
Theo bảng 6.1 trang 92 – {1} ta chọn :
* Bánh nhỏ (bánh 1) :
- Thép C45 tôi cải thiện .
- Đạt tới độ rắn HB = 241 - 285
- Giới hạn bền = 850 MPa.
- Giới hạn chảy = 582 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 250.
* Bánh lớn ( bánh 2) :
- Thép C45 tôi cải thiện .


Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh lớn có độ rắn
mặt răng thấp hơn bánh nhỏ từ 10 đến 15 HB
- Đạt tới độ rắn HB = 192 - 240
- Giới hạn bền = 750 MPa.
- Giới hạn chảy = 450 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 240 Mpa

2.1.2 Xác định ứng suất cho phép.

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định
theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}.
= .
= .
Trong đó :
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng .
- Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất .
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong thiết kế sơ bộ lấy : = 1 và = 1 , do đó các
công thức (6.1) và (6.2) trở thành :
= .


=
Trong đó :
và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1} với thép C45
tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350).
= 2HB + 70
=1,8HB

;

= 1,1
;

= 1,75

, – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .
= 2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
= 2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa)

=1,8 = 1,8 . 250 = 450 (MPa)
=1,8 = 1,8 . 240 = 432 (MPa)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 1 khi đặt tải một phía (bộ
quay một chiều).

truyền

, - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1} :
=
=
Trong đó :
, – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn .
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB

350 .

– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc , công thức 6.5
trang 93 – {1} ta có :
= 30.


⇒

= 30. = 17067789

= 30. = 15474914

– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
= 4 . đối với tất cả loại thép .
và - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền làm việc
với tải trọng tĩnh nên
.1. 730,5.19080 = 8,36.
.1.218.19080 = 2,5.
Vậy : > , > và > , >
Nên ta lấy :

= , =

Khi đó ta có kết quả : = 1 và = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song
với trục hoành :tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn uốn là không thay
đổi).
Vậy ta có kết quả :
= = 518,18 (MPa)
= = 500 (MPa)
= = 282,85 (MPa)
= = 271,54 (MPa)
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là trị
trung bình của và nhưng không vượt quá 1,25 theo công thức
6.12 trang 95 – {1} ta có :
=

= = 509 (MPa)

* Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải, được xác định
theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95 – {1} :

= 2,8 .
= 0,8 .

⇒

= 2,8 . 580 = 1624 ( MPa)

= 2,8 . 450 = 1260 ( MPa)

= 0,8 . 580 = 464 ( MPa)

= 0,8 . 450 = 360 ( MPa)

2.1.3. Tính toán bánh răng trụ răng nghiêng( cấp nhanh)
2.1.3.1 Xác định khoảng cách trục cho bộ truyền
- Khoảng cách trục aw là thông số cơ bản của hộp giảm tốc được xác định theo công thức:
aw = Ka .( u
Trong đó : + Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra bảng 6.5 trang 96{1} chọn Ka= 43
+ T1 là momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)
+ là ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)
+ u là tỉ số truyền
+ = là hệ số tra bảng 6.6 trang 97-{1}
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo bảng 6.7 trang 97 – {1}
+ ( vì bộ truyền ăn khớp ngoài nên u+1
+ theo 6.6 ta chọn
=> 3,35 +1) = 0,691 nên ta chọn

+ Tra bảng 6.7 ta đc
Từ ct 6.15a trang 96 –{1} => aw = Ka .( u
= 43. ( 3,35 +1) = 141,21 mm
Lấy aw = 142mm

2.1.3.3 Xác định thông số ăn khớp
a. Xác định môdun
Môđun m = ( 0,01 )aw = ( 0,01 ).152= 1,52 3,04 mm theo công thức 6.17 trang 97-{1}
Theo bảng 6.8 trang 99-{1} ta chọn m = 2,5
b. Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh
- Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ z1 , số răng bánh lớn z2 , góc nghiêng của
răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài , liên hệ với nhau bằng công thức:
aw=
Chọn sơ bộ = do đó cos = 0,9848 theo 6.31 trang 103-{1} số bánh răng nhỏ
Z1 = 2.aw. cos/[m.(u+1)] = 2.152.0,9848/[ 2,5.( 3,13+1)] = 28.9 . Lấy Z1= 28
Số răng bánh lớn:
Z2 = u.Z1 = 3,13.28 = 87 . Lấy Z2 = 87 bánh
Do đó tỉ số truyền um = 87/28 =3,107
cos = m.(Z1 + Z2)/(2aw) = 2,5.(87+28)/(2.142)= 0,945
Suy ra = ( Thỏa mãn )
c. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn
= . . .

( công thức 6.33 trang 105 – {1})
Trong đó :
= 274 , hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo

bảng 6.5 trang 96 – {1}.
- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: công thức 6.34 trang 105 – {1}
=
- Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :công thức 6.35 trang 105 – {1}:
= .tg
Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh .
= = arctg = arctg =
– Góc nghiêng prôfin gốc , theo TCVN1065 : =

⇒ = .tg = 0,32
⇒

=

⇒

= = 1,68

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với hệ số trùng khớp ngang; khi tính
gần đúng có thể xác định : công thức 6.38b trang 105 – {1}
= [ 1,88 - 3,2 .(

+

)] .

= [ 1,88 – 3,2 .( + ) ].cos = 1,63
Theo công thức 6.36c trang 105 – {1} có kết quả hệ số kể đến trùng khớp của
răng :
= = = 0,783

(khi

1)

Với – hệ số trùng khớp dọc, được tính theo công thức 6.37 trang 105 –{1}
=
Trong đó : = . = 0,3 .142 = 56 (mm)
⇒

=

= 2,38 > 1

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :


dw1= 2aw /(u +1)= 2.142/( 3,13+1)= 68
– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
= . .

(công thức 6.39 trang 106 – {1})

– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo
bảng 6.7 trang 98 – {1} ,chọn =1,03
Theo công thức 6.62 trang 116 – {1} ta có :
v=
=

= 2,8 (m/s)

Với v = 2,8 (m/s), theo bảng 6.13 trang 106 – {1} ta chọn cấp chính xác 9
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đồng
thời, theo bảng 6.14 trang 107 - {1},với cấp chính xác 9 và v = 2,8 <5 thì
= 1,16
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
=1+
(công thức 6.41 trang 106 – {1})
Trong đó : = . .v .
(công thức 6.42 trang 106 – {1})
= 0,002 - bảng 6.15 trang 107 – {1}
= 73 - bảng 6.16 trang 107 – {1}
b = 56 (mm) – chiều rộng vành răng .
⇒

= 0,002 .68 . 2,8 . = 2,85 (m/s)
= 1 + = 1,02

⇒ = 1,03 . 1,16 .1,02 = 1,22
– ứng suất tiếp xúc cho phép,

= 509 MPa .

Thay các giá trị vừa tính được vào :


= 274 . 1,68. 0,783 . = 495 (MPa)
Theo (2.1) và (2.2a) , =
Trong đó : v<5 (m/s)

< 700 (mm)

⇒

lấy = 1 ; với = 1,25m…0,63m = 1

= 1.

= 495. 1 .1 .1 = 495 (MPa)

Ta thấy : <

thỏa mãn điều kiện cho phép.

2.1.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tai chân răng không vượt quá
một giá trị cho phép, theo công thức 6.43 và 6.44 trang 108 – {1} ta có :
=
=
Trong đó :
– mômen xoắn trên bánh chủ động , = 145811 (Nmm).
- môđum pháp trung bình , m = 2,5 (mm)
b – chiều rộng vành răng , b = 56 (mm)
– đường kính trung bình của bánh chủ động, = 68 (mm) .
= 1 - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng với =
⇒ = 1 – = 0,96
, – hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, được xác định :
= = = 33,12 Lấy = 33
= = = 97,31 Lấy = 97
Theo bảng 6.18 trang 109 – {1}, ta có : = 3,8 ;= 3,61

= – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, có = 1,63


⇒ = = 0,613

– hệ số tải trọng khi tính về uốn
= . .

(công thức 6.45 trang 109 – {1})

– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.7
trang 98 – {1} , chọn =1,12
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp, theo bảng 6.14 trang 107 – {1} chọn = 1,40
– hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
được xác định theo công thức 6.46 trang 109 – {1} :
=1+
Với

= . .v .
(công thức 6.47 trang 109 – {1})

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 trang 107 – {1} ,
chọn = 0,006
– hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 trang 107
{1}, với cấp chính xác 9 ,mô đum <3,55 chọn = 73
v = 2,8 (m/s) .
⇒

= 0,006 . 73. 2,8 . = 8,57

= 1 + = 1,06
= 1,12 . 1,40. 1,06 = 1,66
Thay các giá trị vừa tính được vào (3.20) và (3.21) :
= = 128 (MPa)
=

= 122 (MPa)

Ta thấy: = 128 (MPa) < = 282,85

(MPa)


= 122 (MPa) <

= 271,54

(MPa)

Vậy điều kiện mỏi uốn được đảm bảo.
2.3.4 Kiểm nghiêm về độ bền quá tải:
Có thể lấy hệ số qua tải : = = 1. Để tránh biến dạng dư hoăc gãy dòn
lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép .
Theo công thức 6.48 trang 110 – {1} :
= .

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ứng
suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị
cho phép. Theo công thức 6.49 trang 110 – {1} :

= .

Với = 509 (MPa) - ứng suất tiếp xúc
= 128 (MPa) ; = 122 (MPa) - ứng suất uốn
= 1624 ( MPa) ; = 1260 ( MPa) - ứng suất tiếp xúc cực đại
cho phép .
= 464 ( MPa) ; = 360 ( MPa) - ứng suất uốn cực đại cho phép .
Thay các giá trị vào ta được :
= 509. = 509 (MPa)
= 128 . 1 = 128 (MPa)
= 122 . 1 = 122 (MPa)
Vậy :

= 128 (MPa) < = 464 (MPa)
= 122 (MPa) < =360 (MPa)

Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi quá tải .


2.1.3.5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng.
- Khoảng cách trục :

= 142 (mm)

- Môđum pháp :

m = 2,5 (mm)

- Chiều rộng vành răng :

= 56 (mm)

- Tỉ số truyền :

= 3,13

- Số răng bánh 3 và 4 :

= 28 (răng) ; = 87 (răng)

- Hệ số dịch chỉnh :

==0

- Góc nghiêng của răng :

=

* Theo công thức 6.11 trang 104 – {1} ta tính được :
= = = 74 (mm)
= = = 230 (mm)
= + 2m =74+ 2.2,5 = 79 (mm)
= + 2m =230 + 2.2,5 = 235 (mm)
= - 2,5m =74 – 2,5 .2= 69 (mm)
= – 2,5m =230 – 2,5 .2 = 225 (mm)
2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng ( cấp chậm)
2.2.1 Chọn vật liệu.
- Chọn vật liệu thích hợp là bước quan trọng trong bước tính toán thiết kế chi tiết máy nói
chung và truyền động bánh răng nói riêng. Đối với bộ truyền bánh răng có công suất nhỏ
và trung bình nên chọn vật liệu là thép cacbon chất lượng tốt nhóm I có độ rắn HB

350 . Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ
truyền có khả năng chạy mòn.
Theo bảng 6.1 trang 92 – {1} ta chọn :
* Bánh nhỏ (bánh 1) :
- Thép C45 tôi cải thiện .


- Đạt tới độ rắn HB = 241 - 285
- Giới hạn bền = 850 MPa.
- Giới hạn chảy = 582 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 250.
* Bánh lớn ( bánh 2) :
- Thép C45 tôi cải thiện .
Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh lớn có độ rắn
mặt răng thấp hơn bánh nhỏ từ 10 đến 15 HB
- Đạt tới độ rắn HB = 192 - 240
- Giới hạn bền = 750 MPa.
- Giới hạn chảy = 450 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 240 Mpa

2.1.2 Xác định ứng suất cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định
theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}.
= .
= .
Trong đó :
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng .
- Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất .
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong thiết kế sơ bộ lấy : = 1 và = 1 , do đó các
công thức (6.1) và (6.2) trở thành :
= .
=
Trong đó :
và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1} với thép C45
tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350).
= 2HB + 70
=1,8HB

;

= 1,1
;

= 1,75

, – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .
= 2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
= 2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa)

=1,8 = 1,8 . 250 = 450 (MPa)
=1,8 = 1,8 . 240 = 432 (MPa)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 1 khi đặt tải một phía (bộ
quay một chiều).

truyền

, - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1} :
=
=
Trong đó :