ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ
֎֎֎֎֎

THUYẾT MINH

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Giáo viên hướng dẫn: PGS. TS. NGUYỄN VĂN YẾN
Sinh viên thực hiện:

LÊ SỸ HỒNG QUÂN

Lớp:

19C1C

Đà Nẵng, tháng 5/2022



LỜI NĨI ĐẦU
Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung khơng thể thiếu trong chương
trình đào tạo kỹ sư cơ khí, đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án
môn học Cơ Sở Thiết Kế Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa
lại các kiến thức của các môn học như: Cơ sở thiết kế máy, Sức bền vật liệu, Kỹ
thuật đo, Nguyên lý máy, Vẽ kỹ thuật,... 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 các môn học
khác sau này.

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng
phân đôi cấp nhanh. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai
dẹt.
Nội dung của đồ án được chia làm 7 phần như sau:
PHẦN I - CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
PHẦN III : THIẾT KẾ TÍNH TỐN CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP
PHẦN IV : TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC
PHẦN V : TÍNH TỐN CHỌN THEN
PHẦN VI : TÍNH TỐN CHỌN Ổ
PHẦN VII : TÍNH TỐN CHỌN KHỚP NỐI
Phần VII – THIẾT KẾ CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIÊT MÁY
KHÁC
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp cịn có nhiều
vấn đề chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài
giảng của các mơn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những
sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ
môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn, nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi
được.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy
Nguyễn Văn Yến đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành nhiệm vụ
được giao.


Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!

Mục lục
PHẦN I - CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN......................4
A. Tính tốn chọn động cơ điện............................................................................4
1. Cơng suất cần thiết trên trục động cơ...........................................................4

2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ....................................................4
B. Phân phối tỷ số truyền......................................................................................4
C. Tính tốn các thơng số hình học......................................................................5
1. Tính cơng suất các trục.................................................................................5
2. Tính số vịng trên các trục.............................................................................5
3. Tính momen xoắn trên từng trục..................................................................6
PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN....................................................................7
1. Chọn loại vật liệu đai là cao su........................................................................7
2. Đường kính đai nhỏ tính theo cơng thức Savorin............................................7
3. Tính vận tốc v 1.................................................................................................7
4. Chọn hệ số trượt tương đối ζ = 0,01÷0,02. Đường kính d 2=d 11−ζuu..............7
5. Chọn khoảng cách trục a theo điều kiện..........................................................7
6. Tính chiều dài L dây đai..................................................................................7
7. Kiểm tra lại số vòng chạy i của đai trong 1 giây..............................................7
8. Góc ơm đai α 1 cơng thức.................................................................................8
9. Chọn chiều dài đai δ =6 mm (đai cao su có miếng đệm) thỏa mãn điều kiện
d 1 δ ≫ 25..................................................................................................................8
10.

Tính các hệ số Ci...........................................................................................8

11.

Theo bảng (4.5) chọn chiều dài rộng bánh đai B=63 (mm)..........................8

12.

Lực căng đai ban đầu theo điều kiện............................................................8

13.


Từ điều kiện để khơng xảy ra trượt trơn.......................................................9

14.

Lực vịng có ích............................................................................................9


15.

Ứng suất lớn nhất trong dây đai....................................................................9

16.

Tuổi thọ đai xác định....................................................................................9

PHẦN III : THIẾT KẾ TÍNH TỐN CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP........9
1. Chọn vật liệu cặp bánh răng trụ răng nghiêng và cặp bánh răng chữ V..........9
a. Bánh răng trụ nghiêng...................................................................................9
b. Cặp bánh răng chữ V..................................................................................10
2. Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm...........................10
a. Số chu kì làm việc cơ sở.............................................................................10
b. Số chu kì làm việc tương đương.................................................................10
c. Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như
sau :...................................................................................................................11
d. Ứng suất tiếp xúc cho phép.........................................................................11
e. Ứng suất uốn cho phép...............................................................................11
f. Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên.......................11
g. Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo cơng thức................12
h. Modun răng m=0,01 ÷ 0,02 aw=2÷ 4 mm.........................................................12

i.

Từ điều kiện 15 ° ≥ β ≥ 8 °..............................................................................12

j.

Tỷ số truyền sau khi chọn số răng u=z 2 z 1=10427=3,85.............................13

k. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng............................13
l.
m.

Vận tốc vòng bánh răng..............................................................................13
Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với vgh=6 m/ s.............................13

n. Hê số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn................................................13
o. Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc........................................13
p. Hệ số dạng răng YF .....................................................................................13
q. Ứng suất uốn tính tốn................................................................................14
r. Lực tác dụng lên trục..................................................................................14
3. Tính tốn bộ truyền bánh răng chữ V cấp nhanh...........................................14
a. Số chu kì làm việc cơ sở.............................................................................14
b. Số chu kì làm việc tương đương.................................................................15


c. Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như
sau :...................................................................................................................15
d. Ứng suất tiếp xúc cho phép.........................................................................15
e. Ứng suất uốn cho phép...............................................................................15
f. Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên.......................16

g. Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo cơng thức................16
h. Modun răng m=0,01 ÷ 0,02 aw=1,8 ÷ 3,6 mm....................................................16
i.

Từ điều kiện 45 ° ≥ β ≥ 25° ............................................................................16

j.

Tỷ số truyền sau khi chọn số răng u=z 2 z 1=10020=5.................................17

k. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng............................17
l.
m.

Vận tốc vòng bánh răng..............................................................................17
Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với vgh=6 m/ s.............................17

n. Hê số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn................................................17
o. Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc........................................18
p. Hệ số dạng răng YF .....................................................................................18
q. Ứng suất uốn tính tốn................................................................................18
r. Lực tác dụng lên trục..................................................................................18
4. Kiểm tra điều kiện bôi trơn............................................................................19
a. Bánh răng chữ V.........................................................................................19
b. Bánh răng trụ răng nghiêng.........................................................................19
5. Cơ cấu tỷ số truyền........................................................................................20
PHẦN IV : TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC.....................................................20
1. Tính tốn khoảng cách trục............................................................................20
a. Chọn vật liệu...............................................................................................20
b. Xác định sơ bộ đường kính trục..................................................................20

c. Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đạt tải trong.....................21
2. Thiết kế trục I.................................................................................................22
a. Đường kính sơ bộ........................................................................................24
b. Tính chính xác trục I...................................................................................26


3. Thiết kế trục II................................................................................................27
a. Đường kính sơ bộ........................................................................................29
b. Tính chính xác trục II..................................................................................30
4. Thiết kế trục III..............................................................................................32
a. Đường kính sơ bộ........................................................................................34
b. Tính chính xác trục III................................................................................35
PHẦN V : TÍNH TỐN CHỌN THEN..............................................................37
Tính tốn điều kiện chọn then..............................................................................37
1. Tính then tại trục I..........................................................................................37
2. Tính then tại trục II........................................................................................38
3. Tính then tại trục III.......................................................................................39
PHẦN VI : TÍNH TỐN CHỌN Ổ.....................................................................40
1. Chọn ổ lăn trên trục 1..................................................................................40
2. Chọn ổ lăn trên trục 2..................................................................................41
3. Chọn ổ lăn trên trục 3..................................................................................42
PHẦN VII : TÍNH TOÁN CHỌN KHỚP NỐI..................................................43
Phần VII – THIẾT KẾ CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIÊT MÁY
KHÁC.....................................................................................................................44
1. Vỏ Hộp..........................................................................................................44
2. Các Chi Tiết Máy Khác...............................................................................45
a. Bánh Răng.................................................................................................45
b. Bulơng Vịng..............................................................................................46
c. Nắp Ổ..........................................................................................................47
d. Chốt Định Vị..............................................................................................48

e. Que Thăm Dầu...........................................................................................48
f. Cửa Thăm...................................................................................................49
g. Núm Thông Hơi.........................................................................................49
h. Nút Tháo Dầu............................................................................................50
i.

Bạc chắn dầu..............................................................................................51


PHẦN I - CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN
A. Tính tốn chọn động cơ điện
1. Cơng suất cần thiết trên trục động cơ
Pct=

Ptg
Ptg
=
3
Ƞ ƞd . ƞ brn . ƞ3ol . ƞk

=

4,4
=5,098(kW )
0,96 . 0,973 .0,9953 .1

Trong đó
ƞd =0,96


: hiệu suất bộ truyền đai

ƞbrn =0,98

: hiệu suất bộ truyền bánh rang trụ răng nghiêng

ƞol =0,995

: hiệu suất ổ lăn

ƞk =1

: hiệu suất khớp nối

2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
n sơ bộ=ntg .ung . uhộp

Trong đó
Chọn ung=3 là tỉ số truyền ngồi cũng là bộ truyền đai
Chọn uhộp =15 là tỉ số truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2
cấp
Vậy n sơ bộ=ntg .ung . uhộp =50.3 .15=2250
*Điều kiện để chọn động cơ

Pđc ≥ PCT

,

n đc ≈ nsơ bộ


Dựa vào bảng 28 trang 322 sách “Thiết kế chi tiết máy” ta chọn
loại động cơ điện A02-42-2
P=5,5 kW

B. Phân phối tỷ số truyền

n đc=2910 v / ph


n đc

Tỷ số truyền chung u= n

=

tg

2910
=58,2
50

Ta có u=uđ . un h . uc h
Trong đó
uđ : tỉ số của bộ truyền đai
un h : tỉ số của bộ truyền bánh răng nón răng trụ răng nghiêng cấp
nhanh
uc h : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
Chọn trước tỉ số truyền của bộ đai uđ =3
 unh .u ch=


58,2
=19,4=uh
3

Ta có tỉ số truyền cấp chậm
unh=(1,2 ÷1,3) uch

uch .1,3 uch =19,4 uch =

√

19,4
=3,863
1,3

19,4
=5,022
unh= 3,863

C. Tính tốn các thơng số hình học
1. Tính cơng suất các trục
Ta có :
+ Cơng suất trên trục cơng tác :

Ptg =4,4 kW

Ptg
4,4
=
=4,422(kW )

0,995.1
ol . nk
P III
4,422
trục II : P II = n . n = 0,995.0,98 =4,534 (kW )
ol
brn
PII
4,534
I : P I = n .n = 0,995.0,98 =4,65(kW )
ol
brn

+ Công suất trên trục III : P III= n
+ Công suất trên
+ Công suất trục

+ Công suất trên trục động cơ :
2. Tính số vịng trên các trục
Ta có :

Pđc =5,098


v

+ Số vòng quay của trục động cơ : n đc=2910 ( ph )
nđc

+ Số vòng quay của trục I : n I = u


=

d

nI

+ Số vòng quay của trục II : n II= u

2910
v
=970( )
3
ph

=

nh

n II

193,15
v
=50 ( )
3,863
ph
ch
v
ntg =nIII =50( )
ph


+ Số vòng quay của trục III : n III = u
+ Số vòng quay của trục tang :

970
v
=193,15( )
5,022
ph

=

3. Tính momen xoắn trên từng trục
Ta có :
P

6 đc
6 5,098
+Trục động cơ : T đc =9,55.10 n =9,55.10 2910 =16730,54983( Nmm)
đc

PI
6 4,65
=9,55.10
=45780,92784 ( Nmm)
nI
970
6 PII
6 4,534
II :T II =9,55. 10 n =9,55.10 193,15 =224621,5377( Nmm)

II
6 P III
6 4,422
III :T III =9,55. 10 n =9,55. 10 50 =844602( Nmm)
III
6 Ptg
6 4,4
tang :T tg=9,55.10 n =9,55.10 50 =840400(Nmm)
tg

+Trục I :T I =9,55.10
+Trục
+Trục
+Trục

Đại
lượng
u
n (v/ph)
P (kW)
T
(Nmm)

6

Trục động cơ

Trục I

Trục II


Trục III

1
2910
5,098

unh=5,022

970
4,65

193,15
4,534

50
4,422

50
4,4

16730,54983

45780,92784

224621,5377

844602

840400


uch =3,863

Trục tang

ud =3


PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
1. Chọn loại vật liệu đai là cao su
2. Đường kính đai nhỏ tính theo cơng thức Savorin
d 1=( 1100 ÷ 1300 )

√
3

P1
4,65
=( 1100 ÷ 1300 ) 3
=185,48÷ 219,2(mm)
n1
970

√

Chọn d 1=200 (mm)
3. Tính vận tốc v1
v1 =

π d 1 n 1 π .200 .970

m
=
=7,62( )
8000
8000
s

4. Chọn hệ số trượt tương đối ζ = 0,01÷0,02. Đường kính d 2=d 1 ( 1−ζu ) u
d 2=200 ( 1−0.01 ) .3=594(mm)

Theo tiêu chuẩn chọn d 2=560 (mm)
d2
560
=
=2,8
200 ( 1−0.01 )
1 ( 1−ζu )

Tỷ số truyền bộ truyền đai u= d

5. Chọn khoảng cách trục a theo điều kiện
15 m≥ a ≥ 2 ( d 1+ d 2) =2(200+560)=1520 (mm)
Chọn a = 1520 (mm)
6. Tính chiều dài L dây đai
π ( d 1+ d 2 ) ( d 2−d 1) 2
L=2 a+
+
2
4a
π (200+560) (560−200)2

¿ 2.1250+
+
=4255(mm)Để
2
4.1520

nối đai ta tăng chiều dài

đai L lên một khoảng 100÷400 mm, khi đó chọn L = 4400 (mm)
7. Kiểm tra lại số vòng chạy i của đai trong 1 giây
8.

i 7620
i= =
=1,8 s−1 < [ i ] =10 s−1
L 4255
Góc ơm đai α 1 công thức
α 1=180−57

( d 2 −d 1 )
a

9. Chọn chiều dài đai
kiện

d1
≫ 25
δ

( 560−200 )

°
=166,5 =2,91(rad )
1520
δ =6 mm (đai cao su có miếng đệm)

=180−57

thỏa mãn điều


10.

Tính các hệ số C i
C u : hệ số xét ảnh hưởng của góc ơm đai
C u=1−0,003 ( 180°−α 1 ) =1−0,003 ( 180° −166,5° ) =0,9595
C v : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
C v =1−0,04 ( 0,01 v 2−1 ) =1−0,04 ( 0,01.7,622−1 ) =1,017

đo bộ truyền ngang
C r=1 làm việc với chế độ tải khơng đổi
Ứng suất có ích cho phép [σ τ ] đối với bộ truyền đai dẹt
[ σ τ ]=[σ t ]0 . C u . C v . C o . C r=2,21.0,9595 .1,017 .1.1=2,16( MPa)
C o=1

Với [σ τ ]0=2,17 khi

d1
=33,3
δ


Xác định chiều rộng đai theo công thức
b≥

1000 P1 1000.4,65
=
=47,1(mm)
δv [ σ τ ] 6.7,62.2,16

Theo tiêu chuẩn ta chọn b=50 (mm)
11.
Theo bảng (4.5) chọn chiều dài rộng bánh đai B=63
(mm)
12.
Lực căng đai ban đầu theo điều kiện
F 0=[σ ¿¿ 0]bδ =1,8.50.6=540(N )¿

Lực tác dụng lên trục :
F r ≈2 F 0 sin

13.

α1
166,5
=2.540 sin
=1072,51(N )
2
2

( )


(

)

Từ điều kiện để không xảy ra trượt trơn
ki

F0≥

F t (e + 1)
2(e ki−1)

Suy ra hệ số ma sát tối thiểu giữa đai và bánh đai
f min =

14.

1
2.540+10,2
ln
=0,44
2,88
2.540−10,2

(

)

Lực vịng có ích
F t=


1000 P1 1000.4,65
=
=610,2( N )
v1
7,62

Để giảm f min ta tăng F 0 bằng cách tăng chiều rộng đai b, giả sử ta
chọn b=63 mm, khi đó F 0=880,4 N và f min =0,25


15.

Ứng suất lớn nhất trong dây đai
σ max=σ 1 +σ v + σ u 1=σ 0+ 0,5 σ t + σ r + σ u 1
540
610,2
6
¿
+
+1200. 7.622 . 10−6 +
.100=4,99 ( MPa)
2.6 .50 2.60 .50
200

16.

Tuổi thọ đai xác định
5
σr m

) . 107 ( 6 ) .10 7
σ
4,99
Lh= max
=
=1939,3(giờ )
2.3600 .i
2.3600.1,8

(

PHẦN III : THIẾT KẾ TÍNH TỐN CÁC BỘ
TRUYỀN TRONG HỘP
1. Chọn vật liệu cặp bánh răng trụ răng nghiêng và cặp bánh răng chữ V
a. Bánh răng trụ nghiêng
Bánh chủ động Thép C45 tôi cải
thiện
HB = 260
σ b=850 MPa
σ ch=580 MPa

Bánh bị động

Thép C45 tôi cải
thiện
HB = 230

σ b=750 MPa
σ ch=380 MPa


b. Cặp bánh răng chữ V
Bánh chủ động

Thép C45 tôi cải thiện
HB = 250

σ b=750 MPa
σ ch=450 MPa

Bánh bị động

Thép C45 tôi cải thiện
HB = 210


σ b=700 MPa
σ ch=350 MPa

2. Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
a. Số chu kì làm việc cơ sở
N HO 1=30. 2602,4=1,9. 107 (chu kỳ)
N HO 2=30. 2302,4=1,4. 107 (chu kỳ)
N FO 1=N FO 2 =5.106 ( chu kỳ )

b. Số chu kì làm việc tương đương
7

N HE 1=60.1 .193,15.8000=9,3. 10 (chu kỳ )
193,15
N HE 2=60.1 .

.8000=2,4.107 (chu kỳ )
3,863
N HE 1=N FE1 N HE 2=N FE 2

Vì N HE 1> N HO 1 ; N HE 2> N HO 2 ; N FE 1> N FO 1 ; N FE 2> N FO 2
Nên K HL1=K HL2=K FL1=K FL2=1
c. Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác
định như sau :
σ °Hlim =2 HB+70
→ σ ° Hlim1=2.260+70=590 MPa
→ σ ° Hlim2=2.230+70=530 MPa
σ °Flim =1.8 HB
→ σ ° Flim 1=1,8.260=468 MPa
→ σ ° Flim2=1,8.230=414 MPa

d. Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ ¿¿ F ]=

σ ° Hlim Z R Z v K L K xH
σ ° Hlim .0,9
K HL =
K HL ¿
SH
SH

Khi tơi cải thiện S H =1,1 ta có:
σ ° Hlim1 .0,9
590.0,9
[σ H ]1=
K HL 1=

=493 MPa
SH
1,1
σ ° Hlim2 .0,9
530.0,9
[σ H ]2=
K HL 2=
=434 MPa
SH
1,1

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán [σ H ]=[ σ H ]2 =434 MPa


e. Ứng suất uốn cho phép
[σ ¿¿ F ]=

Chọn

σ ° Flim
K FL ¿
SF

S F=1,75

ta có

[σ F ]1=

σ °Flim1

468
K FL1=
=267 MPa
SF
1,75

[σ F ]2=

σ °Flim2
414
K FL2=
=237 MPa
SF
1,75

f. Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên
ψ ba=0,3 ÷ 0,5 chọn ψ ba=0,4 theo tiêu chuẩn, ta có :
ψ bd =

ψ ba ( u+1 )
=0,9
2

Theo bảng 6.4, ta chọn K Hβ=1,04 ; K Fβ=1,08
g. Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức

√

a w =43 ( u+1 ) 3


T 1 K Hβ
2

ψ ba [ σ H ] u

√

=43 ( 3,863+ 1 ) 3

224621,5377.1,04
=194,3(mm)
0,4. 434 2 .3,863

Trong đó
[ σ H ]=0,45 ( 483+434 )=412,7 MPa< [ σ Hmin ]=434 MPa
Nên ta chọn [ σ H ]=434 MPa
Theo tiêu chuẩn, ta chọn a w=200 mm
h. Modun răng m=( 0,01 ÷ 0,02 ) aw =2 ÷ 4 mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn m= 3 mm
i. Từ điều kiện 15 ° ≥ β ≥ 8 °
Suy ra
2 aw ° cos 8 °
2a ° cos 15 °
≥ z1 ≥ w
mn (u ± 1)
m n (u ± 1)
2.200 .cos 8°
2.200 cos 15°
≥ z1 ≥
3 (3,863+1)

3(3,863+1)
27,75 ≥ z 1 ≥26,48

Ta chọn z 1=27 răng


z 2=27.3,863=104 răng

Góc nghiêng răng

β=arcos

j. Tỷ số truyền sau khi chọn

3.27(3.863+1)
=10,02°
2.200
z 2 104
số răng u= z = 27 =3,85
1

k. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng
Đường kính vịng chia
d 1=z 1 m n=27.3=81mm
d 2=z 2 m n=104.3=312 mm

Đường kính vịng đỉnh
d a 1=d 1+2 mn=81+2.3=87 mm
d a 2=d 2+2 m n=312+2.3=318 mm


Khoảng cách trục
a w=

m n z 1 (1+u) 3.27( 1+ 3,85)
=
=196,4 ≈ 200 mm
2
2

Chiều rộng vành răng
Bánh bị động b 2=ψ ba a w =0,4.200=80 mm
Bánh chủ động b 1=b2 +5=80+5=85 mm
l. Vận tốc vòng bánh răng
v=

π d 1 n1 π .87 .193,15
=
=0,87( m/ s)
60000
60000

m. Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với v gh=6 m/s
n. Hê số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn
K HV =1,02 K FV =1,04

o. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc
σ H=

Z M Z H Z ε 2 T 1 K HB K HV (u+ 1) 275.1,76 .0,79 2.224621,5377 .1,04 .1,02(3,85+1)
=

=389,7 MP
dw 1
bw u
85
80.3,85

√

p. Hệ số dạng răng Y F
Đối với bánh răng chủ động
Y F 1=3,47+

13,2
13,2
=3,47+
=3,96
z1
27

Đối với bánh răng bị động

√


Y F 2=3,47+

13,2
13,2
=3,47+
=3,6

z2
104

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn)
[σ ¿¿ F 1] 267
=
=67,42 ¿
Y F1
3,96
[σ ¿¿ F 2] 237
=
=65,83¿
Y F2
3,6

Bánh chủ động
Bánh bị động

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị động có độ bền thấp hơn
q. Ứng suất uốn tính tốn
σ F2=

2 Y F 2 K Fβ K Fv T 1 2.3,6 .1,08 .1,04 .224624,5377
=
=89,05 MPa ≤ 237 MPa
d w1 b w m
85.80 .3

Độ bền uốn được thỏa mãn
r. Lực tác dụng lên trục

Lực vòng
F t 2=F t 1=

2T 1 cosβ 2.224624,5377 cos 10,02 °
=
=5462(N )
mn Z1
3.27

Lực hướng tâm
F r 2=F r 1=

F t 1 tanα 5462 tan20 °
=
=2019(N )
cosβ
cos 10,02 °

Lực dọc trục
F a 1=Ft 1 tanβ=5462 tan 10,02 °=965(N )

3. Tính toán bộ truyền bánh răng chữ V cấp nhanh
a. Số chu kì làm việc cơ sở
N HO 3=30. 2502,4 =1,7.107 ( chu kỳ )
N HO 4=30.2102,4 =1,1. 107 (chu kỳ )
N FO 3=N FO 4=5. 106 (chu kỳ)

b. Số chu kì làm việc tương đương
N HE 3=60.1 .970.8000=46,56 (chu kỳ )
970

N HE 4=60.1.
.8000=9,3. 107 (chu kỳ)
5,022
N HE 3=N FE 3 N HE 4=N FE 4

Vì N HE 3> N HO 3 ; N HE 4 > N HO 4 ; N FE 3> N FO 3 ; N FE 4 > N FO 4
Nên K HL3=K HL4 =K FL3=K FL4 =1


c. Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác
định như sau :
σ °Hlim =2 HB+70
→ σ ° Hlim3=2.250+70=570 MPa
→ σ ° Hlim4 =2.210+70=490 MPa
σ °Flim =1.8 HB
→ σ ° Flim 3=1,8.250=450 MPa
→ σ ° Flim 4 =1,8.210=378 MPa

d. Ứng suất tiếp xúc cho phép
σ ° Hlim Z R Z v K L K xH
σ ° Hlim .0,9
[σ ¿¿ F ]=
K HL =
K HL ¿
SH
SH

Khi tơi cải thiện S H =1,1 ta có:
σ ° Hlim3 .0,9
570.0,9

[σ H ]3=
K HL3=
=466 MPa
SH
1,1
σ °Hlim 4 .0,9
490.0,9
[σ H ]4=
K HL4 =
=401 MPa
SH
1,1

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn [σ H ]=[σ H ]4=401 MPa
e. Ứng suất uốn cho phép
[σ ¿¿ F ]=

Chọn
[σ F ]3=

σ ° Flim
K FL ¿
SF

S F=1,75
σ

ta có

°

Flim 3

SF

K FL3 =

450
=257 MPa
1,75

σ ° Flim 4
378
[σ F ]4 =
K FL 4=
=216 MPa
SF
1,75

f. Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên
ψ ba=0,3 ÷ 0,5 chọn ψ ba=0,3 theo tiêu chuẩn, ta có :
ψ bd =

ψ ba ( u+1 )
=0,97
2

Theo bảng 6.4, ta chọn K Hβ=1,04 ; K Fβ=1,08
g. Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức



T1
45780,92784
K Hβ
.1,04
3
2
2
a w =43 ( u+1 )
=43
(
5,022+1
)
=119,5 (mm)
2
0,4. 434 2 .3,863
ψ ba [ σ H ] u

√

√

3

Trong đó
[ σ H ]=0,45 ( 466+401 )=390,15 MPa< [ σ Hmin ]=401 MPa
Nên ta chọn [ σ H ]=401 MPa
Theo tiêu chuẩn, ta chọn a w=180 mm
h. Modun răng m=( 0,01 ÷ 0,02 ) aw =1,8 ÷ 3,6 mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn m= 2,5 mm
i. Từ điều kiện 45 ° ≥ β ≥ 25°

Suy ra
2 aw ° cos 45°
2 a ° cos 25 °
≥ z1 ≥ w
mn ( u± 1)
mn (u ± 1)
2.180 .cos 8°
2.180 cos 25 °
≥ z1 ≥
2,5(5,022+1)
3(5,022+1)
27,75 ≥ z 1 ≥26,48

Ta chọn z 1=20 răng
z 2=27.5,022=100 răng

Góc nghiêng răng

β=arcos

j. Tỷ số truyền sau khi chọn

2,5.20(5,022+1)
=33,24 °
2.180
z 2 100
số răng u= z = 20 =5
1

k. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng

Đường kính vịng chia
d 1=z 1 m n=20.2,5=50 mm
d 2=z 2 m n=100.2,5=250 mm

Đường kính vịng đỉnh
d a 1=d 1+2 m n=50+2.2,5=55 mm
d a 2=d 2+2 m n=250+ 2.2,5=255 mm

Khoảng cách trục
a w=

m n z 1 (1+u) 2,5.20(1+5)
=
=150 ≈ 180 mm
2
2


Chiều rộng vành răng
Bánh bị động b 2=ψ ba a w=0,3.180=54 mm
Bánh chủ động b 1=b2 +5=54+5=59 mm
l. Vận tốc vòng bánh răng
v=

π d 1 n1 π .36 .50
=
=0,94(m/s)
60000 60000

m. Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với v gh=6 m/s

n. Hê số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn
K HV =1,02 K FV =1,04

o. Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc
Z Z Z
σ H= M H ε
dw 1

√

2

T1
K K (u+1)
2. .1,04 .1,02(5+1)
2 HB HV
275.1,76 .0,79
2
=
=388,96 MPa<[σ H ]
bw u
85
80.5

p. Hệ số dạng răng Y F
Đối với bánh răng chủ động
Y F 3=3,47+

√


13,2
13,2
=3,47+
=4,2
z1
20

Đối với bánh răng bị động
Y F 4 =3,47+

13,2
13,2
=3,47+
=3,6
z2
100

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn)
[σ ¿¿ F 3 ] 466
=
=110,95 ¿
Y F3
3,96
[σ ¿¿ F 4] 401
=
=111,39¿
Y F4
3,6

Bánh chủ động

Bánh bị động

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị động có độ bền thấp hơn
q. Ứng suất uốn tính tốn
σ F 4=

2Y F 4 K Fβ K Fv
dw 1 bw m

T1
2

45780,92784
2
=60,9 MPa ≤ 401 MPa
85.80.3

2.3,6 .1,08.1,04 .
=

Độ bền uốn được thỏa mãn
r. Lực tác dụng lên trục