Thuyet minh do an doc

Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD

Phần I:
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1. Chọn động cơ điện:
1.1. Chọn kiểu loại động cơ điện :
Với hệ dẫn động xích tải dùng với các hộp giảm tốc ta nên sử dụng loại
động cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng sóc.
Ưu điểm của động cơ roto lồng sóc là: chịu quá tải lớn, chịu va đập, rung
động; kết cấu đơn giản , giá thành hạ , dễ bảo quản, trong quá trình vận hành sử
dụng ít phải bảo dưỡng bảo trì nhưng hiệu suất và hệ số công suất thấp.
1.2. Tính công suất và số vòng quay của động cơ:
 Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, nhằm đảm bảo cho
nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo
điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau [1]:

Pdc  Plvct
Với:

Pdc :

(1.1)

công suất cần thiết trên trục động cơ

Pdc  Plvct /  �

(kW)

Plvct : công suất làm việc trên trục máy công tác.
 �:

Hiệu suất chung của toàn hệ thống.

- Trong hộp giảm tốc gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên:

�  k .brm .ok
Với:

m=2: Số cặp bộ truyền bánh răng,
k=4: Số cặp ổ lăn.
Tra bảng 2.3 [2],ta có:

k = 1

- Trị số hiệu suất của khớp nối.

br = 0,96

- Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.

ol = 0,99

- Trị số hiệu suất của ổ lăn.

 Công suất làm việc trên trục máy công tác:
Plvct 

Ft .v
( kW)
1000

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

(1.2)
1


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Với:

Ft: - Lực vòng xích tải (N).
v: - Vận tốc xích tải (m/s).
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là :
Ft .v
4, 7.103.1, 7
Pdc 

 9, 03(kW)
m
k . BR
.ok .1000 1.0,96 2.0,99 4

(1.3)

Như vậy, động cơ cần chọn phải có công suất lớn hơn hoặc ít nhất bằng 9,03 kW.
1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
 Số vòng quay của trục máy công tác [1] :
nct 

Trong đó:

60.103 v 60.103.1, 7

�119(v / ph)
zp
27.31, 75

(1.4)

z: số răng đĩa xích tải
p: bước xích tải (mm)
v:vận tốc vòng của xích tả (m/s)

 Số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ [1] :
60 f
ndb 
(v / ph)
(1.5)
p
Trong đó:
ndb: - Số vòng quay đồng bộ của động cơ điện
p – số đôi cực từ
f - tần số dòng diện xoay chiều(Hz),(f=50Hz)
Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và
giá thành của động cơ tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số
vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng,
dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên.
Do trạm dẫn động xích tải không có yêu cầu gì đặc biệt, nên ta chọn động
cơ có p = 2 tương ứng với số vòng quay đồng bộ là 1500 vòng/phút (tương ứng
số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1455 vòng/phút).

 Tỷ số truyền sơ bộ [1] :
usb 

ndb 1500

 12, 6
nct
119

(1.6)

Tra bảng 2.4 – trang 21 [2] , ta có:
usb  unendung = 8 40  truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp.
Vậy, số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb=1500 (v/ph)
1.4.

Chọn động cơ thực tế:
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

2


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
 Chọn động cơ thoả mãn điều kiện (1.1) và có số vòng quay đồng bộ
ndb=1500 (v/ph)
 Tra bảng P1.1 – trang 235,[2] , ta chọn động cơ Dk.62-4 với các thông số
sau:
Kiểu

Công suất

(kW)

Vận tốc quay
(vòng/phút)

Cos 

Dk.62-4

10

1460

0,88

1.5.

Khối lượng
(kg)
1,3

2,3

170

Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:

a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ
của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.

Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo [1] :
P dcmm  P bddc
Trong đó : +P dcmm là công suất mở máy của động cơ

(1.7)

TK

P dcmm = T .P dcdm = 1,3.10 = 13 (kW)
dn

(1.8)

Với: Tk: - Momen khởi động của động cơ.
Tdn: - Momen danh nghĩa của động cơ.
+P bddc là công suất cản ban đầu trên trục động cơ
P bddc = Kbd.P lvdc = 1,2.9,03 = 10,84(kW)
(1.9)
Vậy, thoả mãn điều kiện mở máy .
b . Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ :
Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần
kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ vì trong suốt quá trình làm việc tải trọng
không thể lớn hơn được công suất cho phép .
Vậy, động cơ Dk.62-4 thỏa mãn điều kiện đầu bài.
2. Phân phối tỷ số truyền:
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống (u) xác định theo[1] :
(1.10)
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

3

Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Trong đó:

ndc: - Số vòng quay của động cơ (v/p).
nct: - Số vòng quay của trục công tác (v/p).

 Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có:
với u1, u2 là tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống.
Với hộp giảm tốc bánh răng đồng trục có thể tính tỷ số truyền bộ truyền
cấp nhanh u1 theo công thức [1] :
(1.11)
Với:

ung=1

uh=uVới uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc.

 ba 2  0,35

Thay vào (1.11),ta có:
0,47

�0,3 �
u1  1,34 �
.(7,9.12, 27  0, 4) 0,43  0, 033.12, 27  2,5  6,83
�
�0,35 �

Tỷ số truyền cấp chậm (u2) là:

u2 = uh/u1 = 12,27/6,83

1,8

3. Tính toán các thông số trên các trục:
Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu trục động cơ, các
chỉ số “I”, “II”, “III”, “ct” lần lượt là ký hiệu của các trục 1, 2, 3 và trục công tác.
3.1. Tốc độ quay của các trục :
- Tốc độ quay của trục I:

nI = ndc = 1460 (v/ph)

- Tốc độ quay của trục II:

nII = ndc/u1= 1460/6,83

- Tốc độ quay của trục III:

nIII = nII/u2 = 215/1,8

- Tốc độ quay của trục công tác: nct=nIII
3.2.

215 (v/ph)
120 (v/ph)

120 (v/ph)

Tính công suất trên các trục :

 Công suất làm việc trên các trục được tính theo công thức [1] :
Pi = Pi-1.i-1,i
(13)
dc
 Công suất trên trục động cơ: Pdc=P lv = 9,03 (kW)
 Công suất trên trục I :
PI = P lvdc .K.o = 9,03.1.0,99 = 8,94 (kW)
 Công suất trên trục II :
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

4


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
PII = PI.BR.o = 8,94.0,96.0,99 = 8,49(kW)
 Công suất trên trục III :
PIII = PII.BR.o = 8,49.0,96.0,99 = 8,07W)
 Công suất trên trục IV :
PIV = PIII.k.o = 8,07.1.0,99=7,99(kW)
3.3. Tính mômen xoắn :
 Mômen xoắn trên các trục được tính theo công thức sau [1] :
Pi

Ti = 9,55.106 n

(14)

i

P

9, 03

6 dc
6
 Trên trục động cơ: Tđc = 9,55.10 n  9,55.10 1460 �59066,1( Nmm)
dc

 Trên trục I :
 Trên trục II :

P

8,94

P

8, 49

6 I
6
TI = 9,55.10 n  9,55.10 1460 �58477, 4( Nmm)
I
6 II
6
TII = 9,55.10 n  9,55.10 215 �377113,95( Nmm)
II

P

8, 07

6 III
6
 Trê trục III : TIII = 9, 55.10 n  9,55.10 120 �664383, 62( Nmm)
III

P

7,99

6 IV
6
 Trên trục IV : TIV = 9,55.10 n  9,55.10 120  657797, 41( Nmm) :
IV

3.4. Bảng kết quả:
Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này, do
vậy ta có bảng thống kê kết quả sau:
Thông số Tỷ số truyền
Trục
u
Động cơ

1

Trục I

Công suất

Số vòng quay

Mômen xoắn

P(kw)

n(v/ph)

T(Nmm)

9,03

1460

59066,1

8,94

1460

58477,4

8,49

215

377113,95

8,07

120

664383,62

6,83
TrụcII
1,8
Trục III
Trục IV

1

7,99
120
Bảng 1.1- Thông số khi động cơ làm việc
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

657797,41

5


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD

Phần II:
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
1. Bộ truyền bánh răng cấp chậm:
1.1 . Chọn vật liệu:

- Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là
thép nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng thường hoá hoặc tôi cải thiện . Nhóm I
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-Tr 92 [2], ta chọn :
Loạ bánh

Nhãn hiệu

răng

thép

Nhỏ

45

Lớn

45

1.2.

Nhiệt luyện

Độ rắn

Giới hạn bền

Giới hạn chảy

Tôi cải thiện

HB241..285

Tôi cải thiện

HB192..240

 b Mpa
 b1 =850
 b 2 =750

 ch MPa
 ch1  580
 ch 2  450

Ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6.2-Tr94 [2] : với thép 45, tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 18..350,
ta có:+ ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :  H0 lim
=2.HB+70
+ Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
: SH = 1,1
+ ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
:  F0 lim =1,8.HB
+ hệ số an toàn khi tính về uốn
: S F =1,75
- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB3 =250
- Chọn độ rắn bánh răng lớn: HB4 =235, ta có:

 H0 lim3 = 2. HB3 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa)
 H0 lim 4 = 2. HB4 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (Mpa)
 F0 lim3 = 1,8. HB3 = 1,8.250 = 450(MPa)
 F0 lim 4 = 1,8. HB4 = 1,8.235 = 423 (Mpa)
1.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức [2]:
0

 H   H lim .K HL .K XH .Z R .ZV
SH

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

(2.1)
6


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Trong đó :
+ oHlim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở.
 H0 lim3 = 2. HB3 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa)
 H0 lim 4 = 2. HB4 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (Mpa)
+ ZR : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
+ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
+ KXH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
Ta lấy sơ bộ ZR. ZV.KXH =1
+ K HL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế
độ tải trọng
K HL  mH N HO / N HE
(2.2)

mH – bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (mH = 6 với HB ≤ 350)
+ NHO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
2,4
N HO  30.H HB
, HHB - độ cứng Brixnen
N HO 3  30.2502,4  1, 7.107
N HO 4  30.2352,4  1, 47.107

+ NHE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

N HE  N  60cnt�

(2.3)

Trong đó:
c - số lần ăn khớp trong một vòng quay.
n - số vòng quay trong một phút.
t - tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.
Với thời gian phục vụ 5 năm, tỷ lệ số ngày làm việc trong năm 0,7, số ca
làm việc trong ngày 1 (1 ca = 8 giờ), ta có:
t�  5.365.0, 7.8  10220 (h)

Từ (2.3), ta có:
Ta thấy:

N HE 3  60.1.215.10220  13,18.107 (chu kỳ)
N HE 4  60.1.120.10220  7,36.107 (chu kỳ)
N HE 3  N HO 3
N HE 4  N HO 4

Ta lấy :
N HE 3  N HO 3  1, 7.107
N HE 4  N HO 4  1, 47.107

Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:
KHL3 = 1
KHL4 = 1
- Tính sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KXH = 1
- Từ (2.1) ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

7


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
+ Bánh răng nhỏ:
[H3] =

 H0 lim3
570.1.1
.1.K HL 3 
 518,18
SH
1,1

(MPa)

 H0 lim 4

540.1.1
.1.K HL 4 
 490,91
SH
1,1

(MPa)

+ Bánh răng lớn:
[H4] =

- Ta sử dụng truyền động bánh răng trụ răng nghiêng với điều kiện:

  H 3   H 4  �1, 25. 
 H  min
2
  H 3   H 4   518,18  490,91  504,5MPa)

[H] =
[H] =

(2.4)

2
2
1, 25.  H  min  1, 25   H 4   1, 25.490,91  613, 64( MPa)

Thoả mãn điều kiện   H  1,25  H  min
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép: [H] = 504,5 (MPa)

1.2.2. Ứng suất uốn cho phép [ F]:
- Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức [2]:

F  

 F0 lim .K FC .K XF .K FL .YR .YS
SF

(2.5)

Trong đó:
+ oFlim : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.
 F0 lim3 = 1,8. HB3 = 1,8.250 = 450(MPa)
 F0 lim 4 = 1,8. HB4 = 1,8.235 = 423 (Mpa)
+ KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, do bộ truyền quay 1 chiều nên:
KFC = 1
+ KXF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
+ KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ đặt
tải trọng của bộ truyền.
K FL  mF

N FO
N FE

(2.6)

 mF : Bậc đường cong mỏi khi thử về uốn, với độ rắn mặt răng
HB < 350
m F 6

 NFO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
Đối với thép 45: NFO = 4.106 (chu kỳ)
 NFE : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương.
N FE  60.c.n.t�
(2.7)
Với: c, n, t: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng
quay trong một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

8


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Với thời gian phục vụ của bộ truyền 5 năm, tỷ lệ số ngày làm việc trong
năm 0,7, số ca làm việc mỗi ngày 1 (1 ca = 8 giờ làm việc), ta có:
t�  5.365.0, 7.8  10220 (h)

Từ (2.7) ta có:
N FE 3  N HE 3  13,18.107

(chu kỳ)
N FE 4  N HE 4  7,36.10 (chu kỳ)
7

Ta thấy:
Ta lấy

N FE1  N FO1
N FE 2  N FO 2
N FE1  N FO1

N FE 2  N FO 2


KFL = 1
+SF : Hệ số an toàn khi tính về uốn.
Theo bảng 6.2-Tr94 [2], ta có SF = 1,75
- Khi tính sơ bộ ta lấy tích các hệ số YR.YS.KXF = 1.
- Từ (2.5) ta có ứng suất uốn cho phép :
450.1.1
 257,14 ( MPa)
1, 75
423.1.1
[ F 1 ] 
 241, 71 ( MPa)
1, 75
[ F 1 ] 

1.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải, xác định theo [2]:
[H]Max = 2,8.ch4 = 2,8 .450 = 1260 (MPa)

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải, xác định theo [2]:
[F3]Max = 0,8.ch3 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[F4]Max = 0,8.ch4 = 0,8.450 = 360 (MPa)
1.3.

Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức [2]:

aw  K a (u2  1). 3

TII .K H 
[ H ]2 .u2 . ba

(2.8)

Trong đó:
+ K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

9


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Tra bảng 6.5-Tr 96 [2] : với răng nghiêng, ta chọn Ka = 43 MPa1/3.
+TII: mômen xoắn của bánh chủ động.
TII = 377113,95 (Nmm)
+[H]: ứng suất tiếp xúc cho phép, [H]=504,5(MPa)
+ u2: tỷ số truyền, u2=1,8
+ ba : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.
Tra Bảng 6.6 – Tr 97 [2], ta chọn ba= 0,35.
+ K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc.
Với hệ số bd = 0,5.ba.(u2+1) = 0,5.0,35.(1,8+1) = 0,49
Tra bảng 6.7- Tr 98 [2], ta chọn K H =1,04 (sơ đồ 4).

Từ (2.8), ta có:
aw  43(1,8  1). 3

377113,95.1, 04
 162, 22 ( mm)
504,52.1,8.0,35

Lấy aw1 = 165(mm).
1.4. Xác định các thông số ăn khớp:
1.4.1. Xác định môđun m:

Môđun được xác định theo công thức [2]:
m = (0,01 0,02). aw = (0,01 0,02).165=1,65 3,3

Theo bảng 6.8 – Tr 99 [2]: chọn môđun pháp m =2
1.4.2. Chiều rộng vành răng :
bW = aW.ba = 165.0,35 = 57,75 ≈ 58 (mm)
Lấy bW3 = 65 (mm); bW4 = 58 (mm)  bW3
1.4.3. Xác định số răng Z3 , Z4 :

-

Chọn sơ bộ  = 100 , do đó cos = 0,9848
Số bánh răng nhỏ xác định theo [2] :
Z3 

2aW cos  2.165.0,9848

 58, 03 . Chọn Z3 = 58 (răng)
m(u2  1)
2(1,8  1)

Số bánh răng lớn xác định theo [2] :

Z4 = u2.Z3 = 1,8.58 = 104.4 . Chọn Z4 = 104 (răng)

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

10


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
z4 104

 1, 79
z3 58
um  u
1, 79  1,8
.100% 
.100%  0,55%  4%
Thỏa mãn điều kiện: u 
u
1,8
um 

Góc nghiêng : cos =

m(Z 3  Z 4 ) 2(58  104)

 0,98
2aW1
2.165

  = 11,478 =

11028’40”. Thỏa mãn trong khoảng 8 ÷ 200
1.5 . Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn
điều kiện [2]:
 H  Z M .Z H .Z  .

2.TII .K H .(um  1)
 [H]
bw .um .d w2 3

(2.9)

Trong đó :
+ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5 - Tr 96 [2] : ta có Z M =274 (Mpa1/3) .
+ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
ZH =

2. cos  b
sin 2. tw

(2.10)

b - góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:
tgb = cost.tg
(2.11)
tg

t - góc prophin răng:t = arctg ( cos  )

(2.12)

 - góc prophin gốc- Theo TCVN 1065-71:=200
 - góc nghiêng răng,  = 11,4780 = 11028’40”, cos = 0,98
tg 20

Từ (2.12), ta có: t = arctg ( 0,98 ) = 20,37
Từ (2.11), ta có: tgb = cos(20,370).tg(11,4780) = 0,19
 b = 10,76 = 10045’36”
tW – góc ăn khớp, Với cặp bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
thì tW = t = 20,37
Từ (2.10), ta có: ZH =

2.cos(10, 760 )
= 1,735
sin(2.20,37 0 )

+ Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Z  1/ 
Vì  = bW.sin/m =

(2.13)

58.sin(11, 4780 )
 1,84 > 1,1
2.3,14

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

11


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
1

1

1
1
 = [1,88 – 3,2( Z  Z )]cos = [1,88 – 3,2( 
)]cos(11,4780) = 1,76
58 104
3
4

Từ (2.13) Z =

1
 0, 75
1, 76

+KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K H  K H .K H .K Hv .
(2.14)
Trong đó : KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành
răng, Theo bảng 6.7-Tr98: KH= 1,04 (với sơ đồ 4)
KH: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp
Vận tốc vòng của bánh răng : v 

 .d w3 .n3 3,14.118, 28.215

 1,33(m / s ) .
60000
60000

Với dw3- đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw3=2aw/(um+1) = 2.165/(1,79+1) = 118,28 (mm)
Tra bảng 6.13-Tr 106 [2]: với v = 1,33 < 4 (m/s) nên cấp chính xác của bánh răng
là 9.
Tra Bảng 6.14-Tr107 [2] : ta được KH = 1,13.
+ KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
vH bW 3 dW 3

KHv = 1 + 2T K K
II
H
H
với vH = H.g0v

(2.15)

aW
165
= 0,002.73.1,33.
= 1,86(trong đó H là hệ số kể đến ảnh
um
1, 79

hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 – Tr 107 [2] được H = 0,002; g0 là hệ
số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 3 và 4 , tra bảng 6.16 – Tr 107 [2] được
g0 = 73)
1,86.58.118, 28

Từ (2.15)  KHv = 1 + 2.377113,95.1, 04.1,13 = 1,014
Từ (2.14)  KH = 1,04.1,13.1,014=1,192
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
 H  274.1, 735.0, 75.

2.377113,95.1,192.(1, 79  1)
 468,54( MPa)
58.1,79.118, 282

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[H]CX = [H].Zv.ZR.KxH
(2.16)
Trong đó : [H] = 504,5 (MPa)
với v = 1,33(m/s) < 5 (m/s)  lấy Zv = 1 (Zv - hệ số ảnh hưởng của vận tốc
vòng)
Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm)  lấy KxH = 1 (KxH - hệ số kể đến ảnh
hưởng của kích thước bánh răng)

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

12


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Với 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 = 2,5  1,25 (m)  lấy ZR = 0,95 (ZR - hệ số kể
đến độ nhám bề mặt răng làm việc)
Từ (2.16)  [H]CX = 504,5 .1.1.0,95 = 479,28 (MPa)
Chênh lệch H =

 H  [ H ]CX
H

=

468,54  479, 28
100 = 2,29 < 4
468,54

Như vậy H < [H]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc.
1.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
-Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
được vượt quá một giá trị cho phép [2]:
 F3 
F4

2.TII .K F .Y .Y .YF 3

�[ F3 ]
bw .d w3 .m
 .Y
 F 3 F 4  [F4]
YF 3

(2.17)

(2.18)

Trong đó :
+ T1I : mômen xoắn trên bánh chủ động, TII= 377113,95 (Nmm)
+ m : mô dun pháp, m = 2(mm)
+ bW : chiều rộng vành răng ,bW = 58 (mm)
+ dW3: đường kính vòng lăn bánh chủ động ,dW3 = 118,28 (mm)
1

1

+ Y : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y =  = 1, 76 = 0,57 (  

- hệ số trùng khớp ngang)
0
11, 4780
 1
+ Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y  1 
=
140
140

0,918
+ YF 1 , YF 2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 (phụ thuộc vào số răng
tương đương và hệ số dịch chỉnh)
Z1

58

Số răng tương đương : Zv 1 = cos 3  = (0,98)3 = 61,624

Z2

104

Zv 2 = cos 3  = (0,98)3 = 110,5
Với hệ số dịch chỉnh x = 0. Tra bảng 6.18 – Tr 109 [2] ta có : YF3= 3,67;
YF4= 3,6
+ KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn, K F  K F  .K F .K Fv
(2.19)
Với  bd  0, 49 . Tra bảng 6.7 – Tr 98 [2] ta được KF= 1,09 (sơ đồ 4) (KF - hệ
số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng)
Với vận tốc vòng v = 1,33 (m/s), cấp chính xác 9. Tra bảng 6.14 – Tr 107 [2]:
ta có KF = 1,37 (KF - hệ số kể đến sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp)
KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

13


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
 b d

165

F W3 W3
KFv = 1 + 2T K K , với  F = Fg0v aW / u = 0,006.73.1,33
= 5,59
1, 79
II

F
F

5,59.58.118, 28

 KFv = 1 + 2.377113,95.1, 09.1,37 = 1,034
Từ (2.19),ta có : K F  K F  .K F .K Fv  1, 09.1,37.1, 034  1,54 .
-Từ (2.17), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
 F3 

2.TII .K F .Y .Y .YF 3
bw3 .d w 3 .m



2.377113,95.1,54.0,57.0,918.3, 67
=162,57(MPa)
58.118, 28.2

-Từ (2.18), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
F4 

 F 3 .YF 4 162,57.3, 6

= 159,47 (MPa)
YF 3
3, 67

-Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :
Với m = 2 (mm)  YS = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,032 (YS hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất)

YR = 1 : hệ số phụ thuộc độ nhám
KxF = 1 vì da < 400(mm): hệ số xét đến kích thước bánh răng.
CX
[F3] = [F3]YRYSKxF = 162,57.1.1,032.1 = 167,77(MPa) > F3
[F4]CX = [F4]YRYSKxF = 159,47.1.1,032.1 = 164,57(MPa) > F2
Vậy, bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn .
1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải :
- Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ..)
với hệ số quá tải :
K qt 

Tmax Tmm 1, 2T1


 1, 2
T
T1
T1

Trong đó: + Tmax – momen xoắn cực đại, Nmm
+ T1 – momen xoắn danh nghĩa, Nmm
Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và
ứng suất uốn cực đại.
- Ứng suất tiếp xúc cực đại [2]:
 H max   H . K qt  468,54. 1, 2  513, 23 (MPa) < [H]max = 1260 (MPa)
=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại [2]:

 F 3max   F 3 .K qt  162,57.1, 2  195, 08 (MPa) < [F1] = 464 (MPa)
 F 4 max   F 4 .K qt  159, 47.1, 2  191,32 (MPa) < [F2] = 360 (MPa)

=> thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng.
Vậy, bánh răng đủ bền khi quá tải.
1.8.

Các thông số cơ bản của bộ truyền :
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

14


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Thông số
Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng chân
răng
Đường kính vòng lăn
Đường kính vòng cơ sở

Bánh chủ động
Bánh bị động

aw = 165 mm
m =2
bw3=65mm
bw4 = 58mm
u = 1,79
 = 11,4780 = 11028’40”
Z3 = 58
Z4 = 104
X3 = 0
X4 = 0
d3 = 118,37 mm
d4 = 212,24 mm
da3 = 122,37 mm
da4 = 216,24 mm
df3= 113,37 mm
df4 = 207,24 mm
dw3 = 118,28 mm
db3 = 125,97

dw4 = 212,15 mm
db4 = 225,86

tw = 20,370 = 20022’12”
 = 200

Góc ăn khớp
Góc profin gốc
(theo TCVN 1065-71)
Góc profin răng

t = 20,370 = 20022’12”

2. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
2.1. Chọn vật liệu:
- Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là
thép nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng thường hoá hoặc tôi cải thiện . Nhóm I
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-Tr 92 [2], ta chọn :
Loạ bánh

Nhãn hiệu

răng

thép

Nhỏ

45

Lớn

45

2.2.

Nhiệt luyện

Độ rắn

Giới hạn bền

Giới hạn chảy

Tôi cải thiện

HB241..285

Tôi cải thiện

HB192..240

 b Mpa
 b1 =850
 b 2 =750

 ch MPa
 ch1  580
 ch 2  450

Ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6.2-Tr94 [2] : với thép 45, tôi cải thiện, đạt đọ rắn HB 18..350,
ta có: + ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :  H0 lim
=2.HB+70
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

15

Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
+ Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc:
SH = 1,1
+ ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
:  F0 lim =1,8.HB
+ hệ số an toàn khi tính về uốn
: S F =1,75
- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB1 =245
- Chọn độ rắn bánh răng lớn: HB2 =230, ta có:
 H0 lim 1 = 2. HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (Mpa)
 H0 lim 2 = 2. HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa)
 F0 lim1 = 1,8. HB1 = 1,8.245= 441 (MPa)
 F0 lim 2 = 1,8. HB2 = 1,8.230 = 414(Mpa)
2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức [2]:
 H0 lim .K HL .K XH .Z R .ZV
 H  
SH

(2.20)

Trong đó :
+ oHlim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở.
 H0 lim 1 = 2. HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (Mpa)
 H0 lim 2 = 2. HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa)
+ ZR : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
+ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
+ KXH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
+ K HL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế

độ tải trọng
K HL  mH N HO / N HE
(2.21)
mH – bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (mH = 6 với HB ≤ 350)
+ NHO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
2,4
N HO  30.H HB
, HHB - độ cứng Brixnen
N HO1  30.2452,4  1, 63.107
N HO 2  30.2302,4  1, 4.107

+ NHE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

N HE  N  60cnt�

(2.22)

Trong đó:
c - số lần ăn khớp trong một vòng quay.
n - số vòng quay trong một phút.
t - tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.
Với thời gian phục vụ 5 năm, tỷ lệ số ngày làm việc trong năm 0,7, số ca
làm việc trong ngày 1 (1 ca = 8 giờ), ta có:
t�  5.365.0, 7.8  10220 (h)

Từ (2.22), ta có:

N HE1  60.1.1460.10220  89,5.107 (chu kỳ)
N HE 2  60.1.215.10220  13, 2.107 (chu kỳ)

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

16


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Ta thấy:

N HE1  N HO1
N HE 2  N HO 2

Ta lấy :
N HE1  N HO1  1, 63.107
N HE 2  N HO 2  1, 4.107

Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:
KHL1 = 1
KHL2 = 1
- Tính sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KXH = 1
- Từ (2.20) ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:
+ Bánh răng nhỏ:
 H0 lim1
560.1.1
.1.K HL1 
 509,09
[H1] =
SH
1,1

(MPa)

+ Bánh răng lớn:
 H0 lim 2
530.1.1
.1.K HL 4 
 481,82
[H2] =
SH
1,1

(MPa)

- Ta sử dụng truyền động bánh răng trụ răng nghiêng với điều kiện:

  H 1   H 1  �1, 25. 
 H  min
2
  H 1   H 2   509, 09  481,82  495, 46MPa)

[H] =
[H] =

2

1, 25.  H  min  1, 25   H 2 

(2.23)

2

 1, 25.481,82  602, 275( MPa)

Thoả mãn điều kiện   H  1,25  H  min
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép: [H] = 495,46 (MPa)
2.2.2. Ứng suất uốn cho phép [ F]:
- Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức [2]:

F 

 F0 lim .K FC .K XF .K FL .YR .YS

SF

(2.24)

Trong đó:
+ oFlim : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.
 F0 lim1 = 1,8. HB1 = 1,8.245 = 441 (MPa)
 F0 lim 2 = 1,8. HB2 = 1,8.230 = 414 (Mpa)
+ KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, do bộ truyền quay 1 chiều nên:
KFC = 1
+ KXF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
+ KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ đặt
tải trọng của bộ truyền.

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

17

Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
K FL  mF

N FO
N FE

(2.25)

 mF : Bậc đường cong mỏi khi thử về uốn, với độ rắn mặt răng
HB < 350
m F 6

 NFO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
Đối với thép 45: NFO = 4.106 (chu kỳ)
 NFE : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương.
N FE  60.c.n.t�
(2.26)
Với: c, n, t: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng
quay trong một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.
Với thời gian phục vụ của bộ truyền 5 năm, tỷ lệ số ngày làm việc trong
năm 0,7, số ca làm việc mỗi ngày 1 (1 ca = 8 giờ làm việc), ta có:
t�  5.365.0, 7.8  10220 (h)

Từ (2.26) ta có:
N FE1  N HE1  89,5.107

(chu kỳ)
N FE 2  N HE 2  13, 2.10 (chu kỳ)
7

Ta thấy:
Ta lấy

N FE1  N FO1
N FE 2  N FO 2
N FE1  N FO1
N FE 2  N FO 2


KFL = 1
+SF : Hệ số an toàn khi tính về uốn.
Theo bảng 6.2-Tr94 [2], ta có SF = 1,75
- Khi tính sơ bộ ta lấy tích các hệ số YR.YS.KXF = 1.
- Từ (2.24) ta có ứng suất uốn cho phép :
441.1.1
 252 ( MPa)
1, 75
414.1.1
[ F 2 ] 
 236,57 ( MPa)
1,75
[ F 1 ] 

2.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải, xác định theo [2]:
[H]Max = 2,8.ch2 = 2,8 .450 =1260 (MPa)

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải, xác định theo [2]:

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

18


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
[F1]max = 0,8.ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[F2]max = 0,8.ch2 = 0,8.450 = 360 (MPa
2.3. Xác định các thông số ăn khớp.
2.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Vì hộp giảm tốc là hộp bánh răng trụ đồng trục nên khoảng cách trục của hai
bộ truyền bằng nhau: aW1 = aW2 = 165 (mm)
2.3.2 Xác định môđun m:

Môđun được xác định theo công thức [2]:
m = (0,01 0,02). a w1 = (0,01 0,02).165=1,65 3,3

Theo bảng 6.8 – Tr 99 [2]: chọn môđun pháp m =2
2.3.3. Chiều rộng vành răng :
bW = aW 1 .ba = 165.0,3 = 49,5
Để đảm bảo điều kiện bền ta tăng bw = 60mm
Lấy bW2= 60 (mm); bW1= 65 (mm)
2.3.4. Xác định số răng Z1 , Z2 :

-

Chọn sơ bộ  = 100 , do đó cos = 0,9848
Số bánh răng nhỏ xác định theo [2] :
Z1 

2aW cos  2.165.0,9848

 20, 75 . Chọn Z1 = 21 (răng)
m(u1  1)
2(6,83  1)

Số bánh răng lớn xác định theo [2] :
Z2 = u1.Z1 = 6,83.21 = 143,43. Chọn Z2 = 142 (răng)

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
z2 142

 6, 76
z1
21
u u
6, 76  6,83
.100% 
.100%  1, 025%  4%
Thỏa mãn điều kiện: u  m
u
6,83
um 

Góc nghiêng : cos =

m( Z1  Z 2 ) 2(21  142)

 0,988
2aW1

2.165

  = 8,8850 = 8053’6”

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

19


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD

Ta không dịch chỉnh và dịch chỉnh bánh răng trụ răng nghiêng khó thực hiện
và làm thay đổi khoảng cách trục.
2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn
điều kiện [2]:
 H  Z M .Z H .Z  .

2.T1.K H .(um  1)
 [H]
bw .um .d w21

(2.27)

Trong đó :
+ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5 - Tr 96 [2] : ta có Z M =274 (Mpa1/3) .
+ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
ZH =

2. cos  b
sin 2. tw

(2.28)

b - góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:
tgb = cost.tg
(2.29)
tg

t - góc prophin răng:t = arctg ( cos  )

(2.30)

 - góc prophin gốc- Theo TCVN 1065-71:=200
 - góc nghiêng răng,  = 8,8850 = 8053’6”, cos = 0,988
tg 20

Từ (2.30), ta có: t = arctg ( 0,988 ) = 20,22
Từ (2.29), ta có: tgb = cos(20,220).tg(8,8850) = 0,15
 b = 8,350 = 8021’
tW – góc ăn khớp, tW=t =20,220
Từ (2.28), ta có: ZH =

2.cos(8,350 )
= 1,75
sin(2.20, 220 )

+ Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Z  1/  

(2.31)

0

60.sin(8,885 )
 1, 47 > 1,1
2.3,14
1
1
1
1
 = [1,88 – 3,2( Z  Z )]cos = [1,88 – 3,2( 
)]cos(8,8850) = 1,7
21
142
1
2

Vì  = bW.sin/m =

Từ (2.31) Z =

1
 0, 77
1, 7

+KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K H  K H .K H .K Hv .
(2.32)
Trong đó : KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành
răng, Theo bảng 6.7-Tr98: KH= 1,03 (với sơ đồ 5 )

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

20


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
KH: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp
Vận tốc vòng của bánh răng : v 

 .d w1.n1 3,14.42,53.1460

 3, 25( m / s) .
60000
60000

Với dw1- đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1=2aw/(um+1) = 2.165/(6,76+1) = 42,53 (mm)
Tra bảng 6.13-Tr 102 [2]: với v = 3,25 < 4 (m/s) nên cấp chính xác của bánh răng
là 9.
Tra Bảng 6.14-Tr107 [2] : ta được KH = 1,138.
+ KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
vH bW 1dW1

KHv = 1 + 2T K K
1 H
H
với vH = H.g0v

(2.33)

aW
165
= 0,002.73.3,48.
= 2,51(trong đó H là hệ số kể đến
um
6, 76

ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 – Tr 107 [2] được H = 0,002; g0
là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra bảng 6.16 – Tr 107 [2]
được g0 = 73)
2,51.60.42,53

Từ (2.33)  KHv = 1 + 2.58477, 4.1, 03.1,14 = 1,046
Từ (2.32)  KH = 1,03.1,138.1,046=1,23
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
 H  274.1, 75.0,77.

2.58477, 4.1, 23.(6, 76  1)
 455, 44( MPa)
60.6, 76.42,532

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[H]CX = [H].Zv.ZR.KxH
(2.34)
Trong đó : [H] = 495,46 (MPa)
với v = 3,25(m/s) < 5 (m/s)  lấy Zv = 1 (Zv - hệ số ảnh hưởng của vận tốc
vòng)
Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm)  lấy KxH = 1 (KxH - hệ số kể đến ảnh

hưởng của kích thước bánh răng)
Với 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 = 2,5  1,25 (m)  lấy ZR = 0,95 (ZR - hệ số kể
đến độ nhám bề mặt răng làm việc)
Từ (2.34)  [H]CX = 495,46.1.1.0,95 = 470,69 (MPa)
Chênh lệch H =

455, 44  470, 69
 H  [ H ]CX
=
100 = 3,35 < 4
455, 44
H

Như vậy H < [H]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc.
2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

21


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
-Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
được vượt quá một giá trị cho phép [2]:
 F1 
 F2

2.T1 .K F .Y .Y .YF 1

bw .d w1 .m

 .Y
 F 1 F 2  [F 2 ]
YF 1

[ F1 ]

(2.35)
(2.36)

Trong đó :
+ T1 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T1 =TI= 58477,4 (Nmm)
+ m : mô dun pháp, m = 2(mm)
+ bW : chiều rộng vành răng ,bW = 60 (mm)
+ dW 1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động ,dW 1 = 42,53 (mm)
1

1

+ Y : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y =  = 1, 7 = 0,59 (   
hệ số trùng khớp ngang)
+ Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y  1 

0
8,8850
 1
= 0,94
140
140

+ YF 1 , YF 2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 (phụ thuộc vào số răng

tương đương và hệ số dịch chỉnh)
Z1

21

Số răng tương đương : Zv 1 = cos 3  = (0,988)3 = 21,77
Z2

142

Zv 2 = cos 3  = (0,988)3 = 147,27
Tra bảng 6.18 – Tr 109 [2] ta có : YF 1 = 4,00;
YF 2 = 3,6
+ KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn, K F  K F  .K F .K Fv
(2.37)
Với  bd  0,53 ba (u  1)  0,5.0,3(6,76  1)  1,164 . Tra bảng 6.7 – Tr 98 [2] ta được
KF= 1,22 (sơ đồ 5) (KF - hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều
rộng vành răng)
Với vận tốc vòng v = 3,25 (m/s), cấp chính xác 9. Tra bảng 6.14 – Tr 107 [2]:
ta có KF = 1,376 (KF - hệ số kể đến sự phân bố không đều cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp)
KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
 b d

165

F W W1
KFv = 1 + 2T K K , với  F = Fg0v aW / u = 0,006.73.3,25
= 7,03
6, 76

1 F
F

7, 03.60.42,53

 KFv = 1 + 2.58477, 4.1, 22.1,376 = 1,09
Từ (2.37),ta có : K F  K F  .K F .K Fv  1, 22.1,376.1, 09  1,83 .
-Từ (2.35), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
 F1 

2.T1.K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1.m



2.58477, 4.1,83.0,59.0,94.4
=93,03(MPa)
60.42,53.2

-Từ (2.36), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

22


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
F2 

 F 1.YF 2 93, 03.3, 6


= 83,75 (MPa)
YF 1
4

-Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :
Với m = 2 (mm)  YS = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,032, (YS - hệ số xét đến
độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất)
YR = 1 : hệ số phụ thuộc độ nhám
KxF = 1 vì da < 400(mm): hệ số xét đến kích thước bánh răng.
[F1]CX = [F1]YRYSKxF = 252.1.1,032.1 = 260,06(MPa) > F1
[F2]CX = [F2]YRYSKxF = 236,57.1.1,032.1 = 244,14(MPa) > F2
Vậy, bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn .
2.6.

Kiểm nghiệm răng về quá tải :

- Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ..)
với hệ số quá tải :
K qt 

Tmax Tmm 1, 2T1


 1, 2
T
T1
T1

Trong đó: + Tmax – momen xoắn cực đại, Nmm
+ T1 – momen xoắn danh nghĩa, Nmm

Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và
ứng suất uốn cực đại.
- Ứng suất tiếp xúc cực đại [2]:
 H max   H . K qt  455, 44. 1, 2  498,91 (MPa) < [H]max = 1260 (MPa)
=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại [2]:

 F 1max   F 1.K qt  93, 03.1, 2  111, 64 (MPa) < [F1] = 464 (MPa)

 F 2 max   F 2 .K qt  83, 75.1, 2  100,5 (MPa) < [F2] = 360 (MPa)

=> thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng.
Vậy, bánh răng đủ bền khi quá tải.
2.7.

Các thông số cơ bản của bộ truyền

Thông số

Bánh chủ động

Bánh bị động

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

23


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD

Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng chân
răng
Đường kính vòng lăn
Đường kính vòng cơ sở
Góc ăn khớp
Góc profin gốc
(theo TCVN 1065-71)
Góc profin răng

aw = 165 mm
m =2
bw2 = 60mm
u = 6,76
 = 8,8850 = 8053’6”
Z2 = 142
X2 = 0
d2 = 287,45
da2 = 291,45
df2 = 282,45

bw1=65 mm

Z1 = 21
X1 = 0
d1 = 42,51
da1 = 46,51
df1 = 37,51
dw1 = 42,53 mm
db1 = 39,95

dw2 = 287,47
db2 = 270,11

tw = 20,220 = 20013’12”
 = 200
t = 20,220 = 20013’12”

3. Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc:
- Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát
nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ
truyền trong hộp giảm tốc.
- Đối với hộp giảm tốc ta đang thiết kế do có vận tốc nhỏ v < 12m/s nên
dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu.
- Với hộp giảm tốc bôi trơn ngâm dầu, các bánh răng lớn (hay bánh bị dẫn)
được ngâm trong dầu. Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra để các bánh lớn
đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữ mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất
phải lớn hơn một giá trị cho phép (thường bằng 8 đến 10 mm) [1].
3.1. Cặp bánh răng cấp nhanh.
- Chiều cao răng: h1 = h2 =2,25m =2,25.2 = 4,5 (mm)
- Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu [1] :
l2min = (0,75  2)h = (0,752 ).4,5 = (3,375  9) (mm).

- Do chiều cao ngâm dầu không được nhỏ hơn 10 mm nên ta chọn l2min =12
(mm)
Do đó:
+Mức dầu tối thiểu xác định theo công thức[1] :
X 2 min 

da 2
291, 45
 l2min 
 12  133, 725( mm)
2
2

+ Mức dầu tối đa : Vì v = 3,25(m/s) > 1,5 m/s nên
l2max = l2min + 10 = 12 + 10 = 22(mm)
X2max = X2min – 10 = 133,725 – 10 = 123,725(mm).
Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

24


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
3.2. Cặp bánh răng cấp chậm.
- Chiều cao răng: h3 = h4 = 2,25.2 = 2,25.2 = 4,5 (mm)
- Chiều cao ngâm dầu tối thiểu [1]:
l4min = (0,75  2)h = (0,752 ).4,5 = (3,375  9) (mm).
- Do chiều cao ngâm dầu không được nhỏ hơn 10 mm nên ta chọn l4min =12
(mm)
Do đó:
X 4min 

+ Mức dầu tối thiểu:
+ Mức dầu tối đa:

da4
212, 24
 l4min 
 12  94,12(mm)
2
2

Vì v= 1,33 (m/s) < 1,5 m/s nên
d a 4 212, 24

 26,53(mm)
8
8
d
212, 24
 a 4  l4max 
 26,53  79,59(mm)
2
2
l4max 

X 4max

3.3. Mức dầu chung:
Mức dầu chung cho cả hộp:
Xmin = Min(X2min ; X4min ) = Min( 133,725 ; 94,12 ) = 94,12 (mm).

Xmax = Max(X2max ; X4max) = Max(123,725 ; 79,59) = 123,725 (mm).
Vậy ta chọn mức dầu bôi trơn là :
Xmin =94,12 mm
Xmax =123,725 mm
Điều kiện bôi trơn không thoả mãn, ta phân đôi hộp giảm tốc để bôi trơn cho
hai nửa hộp.
4. Kiểm tra điều kiện chạm trục:
Vì bộ truyền hộp giảm tốc đồng trục nên không phải kiểm tra điều kiện chạm
trục.
5. Kiểm tra sai số vận tốc:
- Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức sau [1]:
n 

- Với: + nthuc 

nthuc  n
.100% �4%
n

ndc
uthuc

Z

Z

104 142

4
2

+ uthuc  Z . Z  58 . 21  12,125
3
1

 nthuc 

ndc
1460

 120, 41
uthuc 12,125

Vậy, sai số vận tốc  n 

120, 41  120
.100%  0,34% �4%
120

Thỏa mãn điều kiện.

Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái Nguyên - 2011

25