Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển

[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

LỜI NĨI ĐẦU
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng
một vai trị quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Việc áp dụng khoa học kỹ thuật
chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có
hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc. Để tạo nền tảng
tốt cho bước phát triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển
khoa học kỹ thuật một cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học.
Đồ án môn học Thiết Kế Chi Tiết Máy là môn học giúp cho ta tìm hiểu và thiết kế hộp
giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức của các môn học như: vẽ kỹ thuật, sức
bền vật liệu, nguyên lí máy, chi tiết máy, dung sai & kỹ thuật đo... Đồng thời giúp sinh viên
làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp
sau này. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà cơng việc thiết kế giúp
chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…
Trong quá trình thực hiện đồ án, em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy Ths.Diệp
Lâm Kha Tùng cùng các thầy khác trong Viện Cơ Khí. Sự giúp đỡ của các thầy ln là nguồn
động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho em trên con đường học tập, rèn luyện sau này.
Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải những
thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy. Em xin chân
thành cảm ơn.
Sinh viên thực hiện


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU .................................................................................................................4
MỤC LỤC .........................................................................................................................5
CHƯƠNG 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN ...........................................................................................................................7
1.1. Chọn động cơ ................................................................................................... 7
1.1.1.

Chọn hiệu suất hệ thống: .............................................................................7

1.1.3.

Xác định số vòng quay sơ bộ: ......................................................................8

1.1.4.

Chọn động cơ điện ........................................................................................8

1.2. Phân phối tỉ số truyền ..................................................................................... 9
1.3. Xác định cơng suất, mơmen và số vịng quay trên các trục........................... 9
1.3.1.

Tính tốn cơng suất trên các trục ...............................................................9

1.3.2.

Tính số vịng quay các trục: ........................................................................9

1.3.3.

Tính momen xoắn trê,n các trục:..............................................................10

BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .................................................................... 10
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI .............................................................11
Thơng số ban đầu: .................................................................................................. 11
Trình tự thiết kế gồm các bước sau: ...................................................................... 11
2.1. Chọn loại đai ..................................................................................................11
2.2. Xác định đường kính đai...............................................................................11
2.3. Sơ bộ khoảng cách a ......................................................................................12
2.4. Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục a .......................12
2.5. Kiểm nghiệm góc ơm .....................................................................................13
2.6. Xác định số đai cần thiết ...............................................................................13
2.7. Xác định các kích thước chủ yếu của đai ....................................................13
2.8. Xác định lực căn ban đầu và lực tác dụng lên trục ....................................14
BẢNG THÔNG SỐ CƠ BẢN BỘ TRUYỀN ĐAI ................................................... 14


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC ......................15
3.1. Tính tốn và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh. ......................... 15
3.1.1.

Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép ..........................................15

3.1.2.

Xác định thông số cơ bản bộ truyền .........................................................17

3.1.3.

Xác định các thông số ăn khớp .................................................................17

3.1.4.

Xác định kích thước bộ truyền..................................................................18

3.1.5.

Lực tác dụng lên bộ truyền........................................................................18

3.1.6.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ......................................................19

3.1.7.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .............................................................20

3.1.8.

Kiểm nghiệm răng về quá tải ....................................................................21

BẢNG THƠNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP NHANH........... 22
3.2. Tính tốn và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm. .......................... 23
3.2.1.

Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép ..........................................23

3.2.2.

Xác định các thông số ăn khớp .................................................................25

3.2.3.

Xác định kích thước bộ truyền..................................................................26

3.2.4.

Lực tác dụng lên bộ truyền........................................................................26

3.2.5.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ......................................................27

3.2.6.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .............................................................28

3.2.7.

Kiểm nghiệm răng về q tải ....................................................................29

BẢNG THƠNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM ............. 30
CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN ...............................................................31
4.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép .............................................. 31
4.2. Tính sơ bộ trục .............................................................................................. 31
4.3. Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực. ...................................... 31

4.4. Thiết kế trục .................................................................................................. 34
a) Trục I ...................................................................................................................34


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

b) Trục II .................................................................................................................36
c) Trục III ................................................................................................................38
4.5. Tính mối ghép then và kiểm nghiệm then .................................................... 40
4.6. Kiểm nghiệm độ bền trục về độ bền mỏi ...................................................... 41
4.7. Kiểm nghiệm độ bền trục về độ bền tĩnh ..................................................... 44
CHƯƠNG 5: TÍNH CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI .................................................45
5.1. Tính tốn lựa chọn ổ lăn trên từng trục ....................................................... 45
a) Trục đầu vào .......................................................................................................45
b) Trục trung gian ...................................................................................................47
c) Trục đầu ra .........................................................................................................49
5.2. Tính chọn khớp nối ....................................................................................... 51
CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI
LẮP GHÉP .....................................................................................................................53
6.1. Cấu tạo vỏ hộp giảm tốc ................................................................................ 53
6.2. Các chi tiết phụ .............................................................................................. 54
6.2.1.

Bulơng vịng hoặc vịng móc ......................................................................54

6.2.2.

Chốt định vị.................................................................................................55

6.2.3.

Cửa thăm .....................................................................................................55

6.2.4.

Nút thông hơi ..............................................................................................56

6.2.5.

Nút tháo dầu................................................................................................56

6.2.6.

Que thăm dầu..............................................................................................56

6.3. Bôi trơn hộp giảm tốc .................................................................................... 57
6.4. Dung sai lắp ghép .......................................................................................... 58
TÀI LIỆU THAM KHẢO .............................................................................................60


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

CHƯƠNG 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
1.1.

Chọn động cơ

Sơ đồ gia tải

1. Động cơ điện không đồng bộ 3 pha.
2. Bộ truyền đai thang.
3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển.
4. Xích tải.
5. Nối trục vịng đàn hồi
Cơng suất trục cơng tác (kW)

Số vịng quay trục cơng tác (vg/ph)

Số năm làm việc

6.8

60

5

1.1.1. Chọn hiệu suất hệ thống:
Hiệu suất truyền động:  = đ × brn × brt × đh × 4ol
Trong đó: đ =

: hiệu suất bộ truyền đai thang

brn =

: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

brt =

: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

đh =
ol =

: hiệu suất nối trục đàn hồi
: hiệu suất ổ lăn

 =
7


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

1.1.2. Tính cơng suất tương đương:
T 2
T 2
0,8T 2
∑ ( i) . ti
(
)
(
) . 0,3
.
0,7

+
√ T
√ T
T
Ptđ = P𝑙𝑣 ×
= 6,8 ×
= 6,42 kW
∑ ti
0,7 + 0,3
Cơng suất cần thiết: Pct

=

Ptđ
η

=

6,42
0,87

= 7,38 (kW)

1.1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ:
Số vịng quay trục cơng tác: n𝑙𝑣 = 60 (vịng/phút)
uch = uhgt × uđ

Tỷ số truyền chung của hệ:
Chọn:

uhgt = 8 : tỷ số truyền hộp giảm tốc khai triển (8÷40), chọn theo tiêu chuẩn
: tỷ số truyền của bộ truyền ai ngoi (3ữ5).

u = 3

uch = 8 ì 3 = 24
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = uch × n𝑙𝑣 = 24 × 60 = 1440 (vòng/phút)
1.1.4. Chọn động cơ điện
Ta cần chọn động cơ thỏa mãn điều kiện sau:

Pđc ≥ 7,38 (kW)
Pđc ≥ Pct
vòng
⟺{
{
nđc ≈ nsb
nđc ≈ 1440 (
)
phút

Tra bảng P1.3: Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A (1),ta chọn được động cơ có:

Kiểu động cơ

4A132S4Y3

1

Cơng suất

Vận tốc quay

Pđc (kW)

nđc (Vịng/phút)

7,5

1455

Cos φ

η%

Tmax
Tdn

Tk
Tdn

0,86

87,5

2,2

2,0

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 236

8


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

1.2.

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

Phân phối tỉ số truyền

- Tỉ số truyền chung thực sự của hệ thống dẫn động: uch

=

nđc
nlv

=

1455
60

= 24,25

Chọn tỉ số truyền đai theo tiêu chuẩn: chọn uđ = 3
Do đó, tỉ số truyền hộp giảm tốc là: uhgt =

uch
uđ

=

24,25
3

= 8,0833

- Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc khai triển, dựa vào bảng 3.1(2) ta chọn
+

tỉ số truyền cấp nhanh u1 = 3,3

+

tỉ số truyền cấp chậm u2 = 2,42

- Tỉ số truyền cuối cùng hộp giảm tốc uhgt = u1 × u2 = 3,3 × 2,42 = 7,986
Kiểm nghiệm sai số cho phép ∆=
- Tính lại tỉ số truyền đai: uđ =
1.3.

7,986−8,0833
8,0833

uch
u1 ×u2

=

= 1,2%

24,25
3,3×2,42

= 3,04

Xác định cơng suất, mơmen và số vịng quay trên các trục

1.3.1. Tính tốn công suất trên các trục
Pđc = Pcần thiết = 7,38 (kW)
P1 = Pct × ηđ × ηol = 7,38 × 0,96 × 0,99 = 7,01 (kW)
P2 = P1 × ηbr × ηol = 7,01 × 0,97 × 0,99 = 6,73 (kW)
P3 = P2 × ηbr × ηol = 6,73 × 0,97 × 0,99 = 6,46 (kW)
Ptrục cơng tác = P3 × ηkn × ηol = 6,46 × 1 × 0,99 = 6,395 (kW)
1.3.2. Tính số vịng quay các trục:

n1 =
n2 =
n3 =
2

nđc
uđai

1455

=

3,04

n1
unhanh
n2
uchậm

=

=

= 478,62 (vòng/phút)

478,62
3,3

145,04
2,42

= 145,04 (vòng/phút)
= 59,934 (vòng/phút)

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 43

9


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

1.3.3. Tính momen xoắn trê,n các trục:
Tđc = 9,55 × 106 ×

Pđc
nđc

T1 = 9,55 × 106 ×

P1

T2 = 9,55 × 106 ×

P2

T3 = 9,55 × 106 ×

P3

n1

n2

n3

= 9,55 × 106 ×

= 9,55 × 106 ×
= 9,55 × 106 ×
= 9,55 × 106 ×

7,38
1455
7,01

478,62
6,73
145,04
6,46
59,934

= 48439,175 (N. mm)
= 139871,923 (N. mm)
= 443129,482 (N. mm)
= 1029348,951 (N. mm)

BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Trục

Động cơ

1

2

3

P (kW)

7,38

7,01

6,73

6,46

n (vịng/ phút)

1455

478,62

145,04

59,934

Thơng số

u
T (N.mm)

3,04
48439,175

3,3
139871,923

443129,482

2,42

1029348,951

10


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Thông số ban đầu:
+ Công suất P = 7,38 kW
+ Tỷ số truyền u1 = 3,04
+ Số vòng quay n = 1455 vòng/phút.
+ Số năm làm việc: 5 năm
+ Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Trình tự thiết kế gồm các bước sau:
2.1. Chọn loại đai
– Chọn đai theo cơng suất P và số vịng quay n theo đồ thị sau:

➢ Ta chọn đai thang thường loại B có các thơng số hình học
bt= 14; b=17;
2.2.

h=10,5;

yo=4,0;

A=138 mm2

Xác định đường kính đai

– Ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 (140÷280) theo tiêu chuẩn: d1=160 (mm)
– Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện:

v=

πd1 n
6.104

=

π.160.1455
6.104

= 12,19 ≤ vmax = 25 m/s (thỏa mãn)

– Đường kính bánh đai lớn: Lấy ξ = 0,01
d2 = d1 . u1 (1 − ξ) = 160.3,04. (1 − 0,01) = 481,54 (mm)
Chọn theo tiêu chuẩn: d2 = 500 (mm)
11


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

– Tính lại tỉ số truyền u1 =

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

d2
(1−ξ)
d1

=

500
160(1−0,01)

= 3,156

Kiểm tra sai số cho phép:

∆u =
2.3.

3,156−3,04
3,04

. 100% = 3,8% ≤ (3% ~ 4%) (thỏa mãn)

Sơ bộ khoảng cách a
Khoảng cách trục a phải thỏa mãn điều kiện:
0,55(d1 + d2 ) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2 )
⟺ 0,55(160 + 500) + 10,5 ≤ a ≤ 2(160 + 500)
⟺

373,50 ≤ a ≤ 1320

Chọn sơ bộ khoảng cách trục theo bảng 4.14(3)

a = 1×d2 = ×1500 = 500 (mm)
2.4.

Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục a

– Chiều dài đai theo khoảng cách trục a
L = 2a + π(d1+d2)/2 + (d2 – d1)2/(4a)
= 2. 500 + π (160 + 500)/2 + (500 – 160)2/(4. 500) = 2094,53 (mm)
Chọn theo tiêu chuẩn L=2120 (mm)
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ
v

12,19

L

2120.10−3

i= =

= 5,75 ≤ i max = 10 (thỏa mãn)

– Tính lại khoảng cách trục a
𝑎=
Trong đó: 𝜆 = L −

∆=

𝜆+√𝜆2 −8Δ2
4

𝜋(d1 +d2 )

d2 −d1
2

2

=

=2120−

500−160
2

𝜋(160+500)
2

= 1083,27

= 170

 a = 513 (mm) (giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép)

3

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 60

12

[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

2.5.

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

Kiểm nghiệm góc ơm

Tính góc ơm α1 theo cơng thức:

α = 180o −

d2 −d1
a

. 57o = 180o −

500−160
513

. 57o = 142,22 ≥ 120o (hợp lí)

𝜋

α = 142,22× 180 = 2,48 (rad)
2.6.

Xác định số đai cần thiết
Số đai z được tính theo cơng thức

z=

P×Kđ
P0 Cα CL Cu Cz

Kđ = 1,25 -Hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7(4) , khi làm việc 2 ca
Po = 3,38 kW -Cơng suất có ích cho phép, tra bảng 4.19(5)

Cα = 0,89 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ơm đai, tra bảng 4.15(6)
Lo = 2240 (mm) -Chiều dài đai thực nghiệm, tra bảng 4.19(4)

CL =0,99 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16(5)
Cu = 1,14 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u, tra bảng 4.17(5)
Cz -Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai
Khi tính dựa vào tỉ số P1/Po = z’ để tra bảng 4.18(5) → Cz = 0,95

 Số đai cần thiết: z ≥
2.7.

7,38×1,25
3,38×0,89×0,99×1,14×0,95

= 2,86 → Vậy ta chọn z = 3

Xác định các kích thước chủ yếu của đai

– Các thơng số của bánh đai hình thang:
H=16; h0 = 4,2;

t = 19;

e = 12,5

– Chiều rộng bánh đai:
B = (z -1).t + 2e = (3 -1).19 + 2.12,5 = 63 (mm)

4

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 55
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 62
6
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 61
5

13


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

– Đường kính ngồi bánh đai:
da = d + 2ho = 160 + 2.4,2 = 168,40 (mm)
2.8.

Xác định lực căn ban đầu và lực tác dụng lên trục

– Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức sau:
Fo= 780P1Kđ/(vCα z) + Fv

Với:

qm= 0,178 (kg/m) –Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22(7)

Fv= qmv2 = 0,178× (12,19)2= 26,45 (N) – Lực căng do lực li tâm sinh ra
 Fo =780×7,38×1,25/(12,19×0,89×3) + 26,45 = 247,53 (N)
– Lực tác dụng lên trục
Fr = 2 Fo z sin(α/2) = 2×247,53×3× sin(2,48/2) = 1405 (N)

BẢNG THÔNG SỐ CƠ BẢN BỘ TRUYỀN ĐAI
Thơng số
Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm)

160

Đường kính bánh đai lớn d2 (mm)

500

Chiều rộng bánh đai B (mm)

63

Chiều dài đai L (mm)
Số đai z

7

Đai thang

2120
3

Khoảng cách trục a (mm)

513

Lực tác dụng lên trục Fr (N)

1405

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 64

14


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
3.1. Tính tốn và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh.
Thông số ban đầu:
+ Momen xoắn trên trục của bánh dẫn T1=139871,923 Nmm.
+ Tỷ số truyền u1= 3,3
+ Số vịng quay n1= 478,62 vịng/phút.
+ Cơng suất đầu vào P1=7,01 kW.
+ Số năm làm việc: 5 năm
+ Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

3.1.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép
– Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (thép C45 tôi cải thiện).
Tra bảng 6.1 (8)
+ bánh dẫn (bánh nhỏ) có độ rắn HB1=255; σb1 = 850 MPa; σch1 = 580 MPa
+ bánh bị dẫn (bánh lớn) có độ rắn HB2=240; σb2 = 750 MPa; σch2 = 450 MPa
– Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức:
[σH ] =

σo
Hlim
SH

. K HL

[σF ] =

;

σo
Flim
SF

. K FC . K FL

Trong đó:
 σoHlim , σoFlim : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ
sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2(9)
σoHlim = 2HB + 70
Khi đó:

;

σoFlim = 1,8HB

σoHlim1 = 2 × 255 + 70 = 580(MPa)
σoFlim1 = 1,8 × 255 = 459 (MPa)
σoHlim2 = 2 × 240 + 70 = 550 (MPa)
σoFlim2 = 1,8 × 240 = 432 (MPa)

 SH , SF : lần lượt là hệ số an tồn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2
SH = 1,1

;

SF = 1,75

 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC =1
8
9

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 92
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 94

15


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

 KHL , KFL: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức
K HL =

mH N
HO

√N

mF N

K FL = √ FO
N

;

HE

FE

Với: − mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB < 350
→ mH = 6 ; mF = 6
− NHO , NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
+ NFO=4.106 , đối với tất cả các loại thép
NHO1 = 1,7. 107
2,4
+ NHO = 30.HHB ⇒ {
(chu kì)
NHO2 = 1,4. 107
+ NHE ,NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE ,NFE theo các công thức:

NHE = 60c ∑(

Ti
Tmax

mH
2

)

. ni . t i

NHE = 60c ∑(

;

Ti
Tmax

)mF . ni . t i

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1
ni , t i là số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i
Ta có:
NHE=60 × 1 × 478,62 × (5 × 300 × 8 × 2) × (13 × 0,7 + 0,83 × 0,3) = 5,88. 108 > NHO1
→ K HL1 = 1
NHE=60 × 1 × (478,62/3,3) × (24000) × (13 × 0,7 + 0,83 × 0,3) = 1,78. 108 > NHO2
→ K HL2 = 1
NFE=60 × 1 × 478,62 × (24000) × (16 × 0,7 + 0,86 × 0,3) = 5,36. 108 > NFO

→ K FL1 = 1
NFE=60 × 1 × (478,62/3,3) × (24000) × (16 × 0,7 + 0,86 × 0,3) = 1,63. 108 > NFO
→ K FL2 = 1
Như vậy:
– Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH ]1 =
[σH ]2 =

580×1
1,1
550×1
1,1

= 527,27 (MPa)
=500 (MPa)

Vì bánh răng trụ răng nghiêng → [σH ]=
– Ứng suất uốn cho phép:

[σF ]1 =
[σF ]2 =

459×1×1
1,75
414×1×1
1,75

[σH ]1 +[σH ]2
2

= 513,64 ≤ 1,25[σH ]min = 625 (MPa)

= 262,29 (MPa)
= 246,86 (MPa)

– Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σH ]max = 2,8σch
– Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σF ]max = 0,8σch , khi HB≤ 350
16


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

3.1.2. Xác định thông số cơ bản bộ truyền
– Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức
3

aw = K a (u + 1)√

T1 . K Hβ
ψba [σH ]2 u

f Ka = 43 (Mpa1/3) − Hệ số phụ thuộc vào cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5(10)
f u = 3,3 − Tỉ số truyền;
f T1=139871,923 (Nmm) − Momen xoắn trên trục của bánh dẫn;
f [σH ]= 513,64 (MPa) − Ứng suất tiếp xuất cho phép;
f ψba =0,4 − Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6(11)
f K Hβ − Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về

tiếp xúc, tra bảng 6.7(12)
ψbd = 0,53ψba (u + 1) = 0,53 × 0,4 × (3,3 + 1) = 0,9116
→ K Hβ = 1,15
 aw = 43 × (3,3 + 1) ×

3

139871,923 ×1,12

√ 0,4×513,642 ×3,3 = 142,928 (mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 160 (mm).
3.1.3. Xác định các thông số ăn khớp
a) Môđun pháp
m = (0,01 … 0,02) aw = (1,6 … 3,2)
Theo tiêu chuẩn trong bảng 6.8(13) , ta chọn mô đun m = 2,5 (mm)
b) Số răng các bánh răng, góc nghiêng 𝛽
– Chọn trước 𝛽 = 8o … 20o (đối với bánh răng nghiêng)
– Tính số răng bánh nhỏ:
2aw cos8o
2aw cos20o
≥ z1 ≥
m(u + 1)
m(u + 1)
𝑜
2 × 160 × 𝑐𝑜𝑠8
2 × 160 × 𝑐𝑜𝑠20𝑜
⟺
≥ 𝑧1 ≥
2,5 × (3,3 + 1)

2,5 × (3,3 + 1)
⟺
29,48 ≥ 𝑧1 ≥ 27,97
Chọn z1 = 29 răng
10

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 96
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 97
12
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 98
13
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 99
11

17


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

– Tính số răng bánh lớn z2 = uz1 = 3,3×29 = 95,7 → Ta chọn z2 = 96 răng
– Tính lại tỉ số truyền thực u = z2/z1 = 96/29 = 3,3103
– Tính góc nghiêng 𝛽
cos 𝛽 = m(z1+z2)/(2aw ) = 2,5×(29+96)/(2×160) = 125/128 → 𝛽 ≈12,43o
Đối với bánh răng trụ răng nghiêng nhờ có góc nghiêng β nên khoảng cách trục cho trước
được đảm bảo.
3.1.4. Xác định kích thước bộ truyền
– Khoảng cách trục:
m(z2 + z1 ) 2,5(96 + 29)

aw =
=
= 160 (mm)
2cosβ
2(125/128)
– Đường kính vịng chia:
mz1
2,5 × 29
d1 =
=
= 74,24(mm)
cosβ 125/128
mz2
2,5 × 96
d2 =
=
= 245,76(mm)
cosβ 125/128
– Đường kính vịng lăn:
dw1 = d1 ; dw2 = d2
– Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m = 74,24 + 2×2,5 = 79,24 (mm)
da2 = d2 + 2m = 245,76 + 2×2,5 = 250,76 (mm)
– Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5m = 74,24 – 2,5×2,5= 57,75 (mm)
df2 = d2 – 2,5m = 250,76 – 2,5×2,5 = 239,51 (mm)
– Bề rộng răng:
bw = awψba = 160 × 0,4 = 64 (mm)
– Góc prơfin gốc: α=200 ( Theo TCVN 1065-71)
- Vận tốc vịng: v = 𝜋dw1n1/60000 = 𝜋 × 74,24 × 478,62 / 60000 = 1,86 (m/s)

Dựa theo bảng 6.13(14) , ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9
3.1.5. Lực tác dụng lên bộ truyền
– Lực vịng:
Ft1=

2T1
dw1

=

2×139871,923
74,24

≈ 3768 (N)

– Lực hướng tâm:
Fr1=

Ft1 tgα
cosβ

=

3768×tg20
125/128

≈ 1404 (N)

– Lực dọc trục:
Fa1= Ft1×tgβ = 3768×tg(12,430) ≈ 830 (N)

14

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 106

18


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

3.1.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Điều kiện bền tiếp xúc:
σH = ZM . ZH . Zε √

2.T1 .KH .(u+1)
bw .d2w1 .u

≤ [σ H ]

Trong đó:
– ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5(15) ta có ZM=274 (MPa)1/3
– ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH = √2cosβ/sin2αtw
Với: αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos12,43) = 20,440
→ ZH = √2cos (12,43)/sin (2 × 20,44) = 1,727
–

Zε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
𝜀𝛼 = [1,88-3,2 × (1/z1 + 1/z2)] × cosβ

= [1,88-3,2 × (1/29+ 1/96)] × (125/128) = 1,68
𝜀𝛽 = bwsinβ/(mπ) = 64×sin(12,43)/(2,5π) = 1,75 ≥ 1
→ Z ε = √1/𝜀𝛼 = √1/1,68 = 0,772

–

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K H = K Hβ × K Hα × K Hv = 1,15 × 1,13 × 1,021 = 1,327
Với:

K Hβ = 1,15;
K Hα = 1,13 _ tra bảng 6.14(16)
K Hv = 1 + (vHbwdw1 )/(2T1K Hβ K Hα )
= 1+(1,578×64×74,24)/(2× 139871,923 ×1,15×1,13) = 1,021

+ vH = 0,002 × g o × v × √aw /u = 0,002 × 61 × 1,86 × √160/3,31 = 1,578
+ g o = 61, tra bảng 6.16(16)
 σH = 274 × 1,727 × 0,772 × √

15
16

2×139871,923×1,327×(3,31+1)
64×74,24 2 ×3,31

= 427,634 (MPa)

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 96
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 107

19


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

– Tính lại ứng suất tiếp suất theo cơng thức:
[σH ] = [σH ]Zv ZR K xH
+ Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt ZR = 0,95
+ Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB ≤ 350
Zv = 0,85v 0,1 = 0,85 × 1,860,1 = 0,904
+ Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng K xH = 1, (do da ≤ 700mm)

→ [σH ] = 513,64 × 0,904 × 0,95 × 1 = 441,114
– Ta có: σH = 427,634 (MPa) < [σH ] = 441,114 (MPa) ( thỏa mãn điều kiện )
Kết luận: bộ truyền bánh răng cấp nhanh thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
3.1.7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Điều kiện bền uốn: σF ≤ [σF ]
σF1 =

2×T1 ×KF ×Yε ×Yβ ×YF1
b×dw1 ×m

σF2 = σF1 ×

YF2
YF1

≤ [σF1 ]

≤ [σF2 ]

Trong đó:
– Hệ số tải trọng tính: K F = K Fβ K Fα K Fv = 1,19 × 1,37 × 1,042 = 1957
Với:

K Fβ = 1,37_ tra bảng 6.7(17)
K Fα = 1,37 _ tra bảng 6.14(18)
K Fv = 1 + (vFbwdw1 )/(2T1K Fβ K Fα )
= 1+(4,74×64×74,24)/(2× 139871,923 ×1,37×1,37) = 1,042

+

vF = 0,006 × g o × v × √aw /u = 0,006 × 61 × 1,86 × √160/3,3 = 4,74

+ g o = 61, tra bảng 6.16(16)
– Hệ số kể đến sự trùng khớp răng: Yε = 1/𝜀𝛼 = 1/1,68 = 0,595
– Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Yβ = 1-β/140=0,912
17
18

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 98
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 107

20


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

– Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2: YF1 , YF2

zv1= z1/cosβ3 = 29/(cos12,43)3 = 31,14
zv2= z2/cosβ3 =96/(cos12,43)3 = 103,079
Tra bảng 6.18(19), ta được: YF1 = 3,80 ; YF2 =3,60
Do đó: σF1 =

2×139871,923×1,957×0,595×0,912×3,8
64×74,24×2,5

σF2 = σF1 ×

YF2
YF1

=95,05 ×

3,6
3,8

= 95,05 (MPa)

=90.047 (MPa)

– Tính lại ứng suất uốn theo cơng thức:
[σF ] = [σF ]YR YS K xF
+ Hệ số ảnh hưởng của độ nhám YR = 1
+ Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:

Ys = 1,08 − 0,0695ln(m) = 1,08 − 0,0695ln(2,5) = 1,0163
+ Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng K xF
K xF1 = 1 ( do da1 ≤ 400 mm );

K xF2 = 1 ( da2 ≤ 400 mm )

→ [σF ]1 = 262,29 × 1 × 1,0163 × 1 = 266,57 (MPa)
[σF ]2 = 246,86 × 1 × 1,0163 × 1 = 250,89 (MPa)
Ta có:

σF1 = 95,05 MPa < [σF ]1 = 266,57 (MPa)
σF2 = 90, ,047 MPa < [σF ]2 = 250,89 (MPa)

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng trụ răng nghiêng được đảm bảo
3.1.8. Kiểm nghiệm răng về quá tải
– Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax
không vượt quá một giá trị cho phép:
σHmax = σH √K qt ≤ [σH ]max
Trong đó:
+ σH = 427,634 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng
+ K qt = Tmax/T = 2,2 _ Hệ số quá tải, tra bảng P1.3(20)
+ [σH ]max = 2,8σch2 = 2,8×450 = 1260 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
19
20

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 109
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 236

21

[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

 σHmax = 427,634 × √2,2 = 634,23 ≤ [σH ]max = 1260 (MPa)

(thỏa mãn)

– Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực
đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:
σFmax = σF Kqt ≤ [σF ]max

Trong đó:
+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng σF : σF1 = 83,041 (MPa) ; σF2 = 78,67 (MPa)
+ Hệ số quá tải K qt = 2,2
+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σF ]max = 0,8σch
[σF1 ]max = 0,8 × 580 = 464 (MPa)
[σF2 ]max = 0,8 × 450 = 360 (MPa)
Suy ra:
σF1max = σF1 K qt = 95,05 × 2,2 = 209,11 ≤ [σF1 ]max = 464 (MPa) (thỏa mãn)
σF2max = σF2 K qt = 90,047 × 2,2 = 198,10 ≤ [σF1 ]max = 360 (MPa) (thỏa mãn)
Vậy bộ truyền được đảm bảo điều kiện về quá tải.
BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP NHANH
Thơng số

Giá trị

Khoảng cách trục aw (mm)

aw =160

Môđun pháp (mm)

m = 2,5

Chiều rộng vành răng bw (mm)

bw1 = 64

Tỉ số truyền

u = 3,31

Cấp chính xác
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng z

9
β = 12,43o
z1 = 29; z2 = 96

Đường kính vịng chia d (mm)

d1 = 74,24; d2 = 245,76

Đường kính vịng lăn dw (mm)

dw1 = d1 ; dw2 = d2

Đường kính đỉnh răng da (mm)

da1 = 79,24; da2 = 250,76

Đường kính đáy răng df (mm)

df1 = 67,99; df2 = 239,51

22


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

3.2. Tính tốn và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm.
Thông số ban đầu:
+ Momen xoắn trên trục của bánh dẫn T2=443129,482 Nmm.
+ Tỷ số truyền u2= 2,42
+ Số vịng quay n2= 145,04 vịng/phút.
+ Cơng suất đầu vào P2=6,73 kW.
+ Số năm làm việc: 5 năm
+ Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
3.2.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép
– Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (thép C45 tôi cải thiện).
Tra bảng 6.1 (21)
+ bánh dẫn (bánh nhỏ) có độ rắn HB1=255; σb1 = 850 MPa; σch1 = 580 MPa
+ bánh bị dẫn (bánh lớn) có độ rắn HB2=240; σb2 = 750 MPa; σch2 = 450 MPa
– Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức:

[σH ] =

σo
Hlim
SH

. K HL

[σF ] =

;

σo
Flim
SF

. K FC . K FL

Trong đó:
 σoHlim , σoFlim : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ
sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2(22)
σoHlim = 2HB + 70
Khi đó:

;

σoFlim = 1,8HB

σoHlim1 = 2 × 255 + 70 = 580(MPa)
σoFlim1 = 1,8 × 255 = 459 (MPa)

σoHlim2 = 2 × 240 + 70 = 550 (MPa)
σoFlim2 = 1,8 × 240 = 432 (MPa)

SH , SF : lần lượt là hệ số an tồn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2
SH = 1,1

;

SF = 1,75

KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC =1
KHL , KFL: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo cơng thức
21
22

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 92
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 94

23


[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

K HL =

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

mH N
HO

√N

mF N

K FL = √ FO
N

;

HE

FE

Với: − mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB < 350
→ mH = 6 ; mF = 6
− NHO , NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
+ NFO=4.106 , đối với tất cả các loại thép
NHO1 = 1,7. 107
2,4
+ NHO = 30.HHB ⇒ {
(chu kì)
NHO2 = 1,4. 107
+ NHE ,NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE ,NFE theo các công thức:

NHE = 60c ∑(

Ti
Tmax

mH
2

)

. ni . t i

;

NHE = 60c ∑(

Ti
Tmax

)mF . ni . t i

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1
ni , t i là số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i
Ta có:
NHE=60 × 1 × 145,04 × (5 × 300 × 8 × 2) × (13 × 0,7 + 0,83 × 0,3) = 1,78. 108 > NHO1
→ K HL1 = 1
NHE=60 × 1 × (145,04/2,42) × (24000) × (13 × 0,7 + 0,83 × 0,3) = 7,4. 107 > NHO2
→ K HL2 = 1
NFE=60 × 1 × 145,04 × (24000) × (16 × 0,7 + 0,86 × 0,3) = 1,62. 108 > NFO
→ K FL1 = 1
NFE=60 × 1 × (145,04/2,42) × (24000) × (16 × 0,7 + 0,86 × 0,3) = 6,7. 107 > NFO
→ K FL2 = 1
Như vậy:
– Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH ]1 =
[σH ]2 =

580×1
1,1
550×1
1,1

= 527,27 (MPa)
= 500 (MPa)

Vì bánh răng trụ răng thẳng → [σH ]= min([σH ]1 ; [σH ]2 )= 500 ≤ 1,25[σH ]min = 625 (MPa)
– Ứng suất uốn cho phép:

[σF ]1 =
[σF ]2 =

459×1×1
1,75
414×1×1
1,75

= 262,29 (MPa)
= 246,86 (MPa)

– Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σH ]max = 2,8σch
– Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σF ]max = 0,8σch , khi HB≤ 350

24

[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

Xác định thông số cơ bản bộ truyền
–

Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức
3

aw2 = K a (u + 1)√

T2 . K Hβ
ψba [σH ]2 u

f Ka = 49,5 (Mpa1/3) − Hệ số phụ thuộc vào cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5(23)
f u = 2,42 − Tỉ số truyền;
f T2= 443129,48 (Nmm) − Momen xoắn trên trục của bánh dẫn;
f [σH ]= 500 (MPa) − Ứng suất tiếp xuất cho phép;
f ψba =0,4 − Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6(24)
f K Hβ − Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc, tra bảng 6.7(25)
ψbd = 0,53ψba (u + 1) = 0,53 × 0,4 × (2,42 + 1) = 0,725
→ K Hβ = 1,06
 aw2 = 49,5 × (2,42 + 1) ×

3

443129,48 ×1,06

√ 0,4×5002 ×2,42 = 211,173 (mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw2 = 225 (mm).
3.2.2. Xác định các thông số ăn khớp
a) Môđun
m = (0,01 … 0,02) aw = 2,25…4,5
Theo tiêu chuẩn trong bảng 6.8(26) , ta chọn mô đun m = 3(mm)
b) Số răng các bánh răng
– Tính số răng bánh nhỏ:
z1 =

2aw2
2 × 225
=
= 43,85
m(u + 1) 3 × (2,42 + 1)

Chọn z1 = 44 răng
23

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 96
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 97
25
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 98
26
PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 99
24

25

[Thuyết minh Đồ Án Chi Tiết Máy]

GVHD: Ths.Diệp Lâm Kha Tùng

– Tính số răng bánh lớn z2 = uz1= 2,42×44 = 106,48 → Ta chọn z2 = 106 răng
– Ta tính lại tỉ số truyền thực: u = z2/z1 = 106/44 = 2,41 (< 4% ,đảm bảo về sai số cho phép)
– Tính khoảng cách trục thực tế:
aw2 =

m(z2 + z1 ) 3 × (106 + 44)
=
= 225 (mm)
2
2

Do khoảng cách trục thực tế và khoảng cách trục tiêu chuẩn giống nhau nên khơng cần
dịch chỉnh.
– Góc ăn khớp:
cosαtw = ztmcos𝛼/(2αw2 )= (44+106)×3×cos200/(2×225) = 0,93969
→ αtw ≈ 20𝑜
3.2.3. Xác định kích thước bộ truyền
– Đường kính vịng chia:

– Đường kính vịng lăn:

d1 = mz1 = 3 × 44 = 132(mm)
d2 = mz2 = 3 × 106 = 318 (mm)
dw1 = d1 ; dw2 = d2

– Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m = 132 + 2×3 = 138 (mm)
da2 = d2 + 2m = 318 + 2×3 = 324 (mm)
– Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5m = 132 – 2,5×3 = 124,5 (mm)
df2 = d2 – 2,5m = 318 – 2,5×3= 310,5 (mm)
– Bề rộng răng:
b = awψba = 225 × 0,4 = 90 (mm)
- Vận tốc vịng: v = 𝜋dw1n1/60000 = 𝜋 × 132 × 145,04 / 60000 = 1,0024 (m/s)
Dựa theo bảng 6.13(27) , ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9
3.2.4. Lực tác dụng lên bộ truyền
– Lực vịng:
Ft1=

2T2
dw1

=

2× 443129,48
132

≈ 6714 (N)

– Lực hướng tâm:
Fr1= Ft1 tgαtw = 6714 × tg200 ≈ 2444 (N)

27

PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 106

26