nói đầu
ô tô là phơng tiện sử dụng trong nhiều lĩnh vực của nền kinh tế quấc
dân, chiếm vị trí quan trọng trong sự phát triển chung của các ngành kinh
tế khác.
Nhìn chung cho đến nay ngành ô tô nớc ta vẫn cha có sự phắt triển
đột biến nào mà chủ yếu khai thát sử dụng, sửa chữa, chế tạo phùng tùng
thay thế và mua mới. Đặc biệt là trong quân đội hiện nay, hầu hết ô tô
quân sự đã cũ, lạc hậu, ô tô chủ yếu đợc phục hồi, cải tiến chứ cha có
những thiết kế mới.
Để ngành ô tô phát triển mạnh thì công tác nghiên cứu tính toán thiết
kế là một việc hết sức quan trọng cần phải làm.
e dung đố án.
Đặt vấn đề
phân tích đặt điểm kết cấu chọn sơ đồ đông học họp số.
Tính toán thiết kế hộp số
kết luận
bản vẽ:
sơ đồ động học hộp số: 1A
0
mặt cắc dọc hộp số: 1A
0
Quá trình thực hiện đồ án đợc sự hớng dẫn nhiệt tình của giáo viên và
sự nổ lực của bản thân tôi đã hoàn thành đồ án đúng thời gian qui định.
Tuy nhiên do kiến thc và kinh nghiệm thực tế còn hạn chế nên đồ án còn
có những chỗ thiếu sót. Vì vậy tôi rất mong đợc sự giúp đỡ của các giáo
viên để tôi củng cố kiến thức của mình.
Phần I:
1
Cơ sở tính toán thiết kế hộp số
*Khi ô tô chuyển động sức cản của xe phụ thuộc vào điều kiện đờng
và nó thay đổi trong phạm vi rất rộng khoảng 25 đến 30 lần. Trong khi đó

động cơ đặt trên ô tô có hệ số thích ứng rất thấp đối với động cơ xăng hệ
số này bằng 1,1ữ1,2, động cơ diezel bằng 1,05ữ1,15. Do đó mô mem
quay của động cơ không đáp ứng nổi yêu cầu mômen cần thiết để thắng
sức cản chuyển động của ô tô. Để giải quyết vấn đề này và để cho động
cơ làm việc ở chế độ kinh tế, trên xe cần thiết phải có hộp số.
*Hộp số có công dụng thay đổi tỷ số truyền của hệ thống truyền lực
trong quá trình chuyển động của ô tô nhằm thay đổi lực kéo các bánh xe
chủ động và thay đổi vận tốc chuyển động của ô tô trong khoảng động tuỳ
theo sức cản của bên ngoài.
Thực hiện chuyển động lùi của ô tô.
Tách động cơ đang làm việc ra khỏi hệ thống truyền lực trong
khoảng thời gian tuỳ ý (khi nạp bình điện, cho động cơ chạy không tải để
tăng nhiệt độ nớc làm mát trớc khi khởi hành để bôi trơn động cơ tốt hơn,
để bơm lốp, quay trục thu công suất.
*Các loại hộp số:
Hộp số thì có nhiều loại hộp số, tuỳ theo công dụng củ từng ô tô và
điều kiện hoạt động của xe mà ta thiết kế hộp số cho phù hợp.
Theo đặt tính truyền mômen có
Hộp số vô cấp.
Hộp số có cấp.
Hộp số kết hợp vô cấp và có cấp.
Theo đặt điểm môi trờng truyền mômen.
Có hộp số cơ khí, hộp số thuỷ lực, điện từ và liên hợp.
Theo phơng pháp dẫn động điều khiển hộp số.
Có hộp số dẫn động điều khiển cỡng bức hay dẫn động điều khiển tự
động.
Phân loại hộơ số cơ khí.
Theo số lợng trục ta có hộp số đồng trục, hai trục, ba trụcv.v.
Theo đặc điểm bố trí trục có hộp số trục ngang, hộp số trục dọc.
Theo đặc tính động học của trục có hộp số trục cố định hoặc di động.

Hộp số ta cần thiết kế là hộp số cơ khí đơn giản ba trục dọc 4 cấp
dùng trên xe gaz_66.
*Yêu cấu đối với hộp số.
Có tỷ số truyền đảm bảo tính chất động lực học và tính kinh tế khi
làm việc.
Không sinh các lực va đập lên hệ thống truyền lực.
Có vị trí trung gian để có thể cắt độngcơ khỏi hệ thống truyền lực đợc
lâu dài.
Kết cấu đơn giản và điều khiển dễ dàng.
Làm việc không ồn.
Hiệu suất cao.
Có độ bền độ tin cạy cao.
*Trình tự tính toán thiết kế hộp số.
2
Bớc 1: phân tích đặc điểm kết cấu chọn sơ đồ động học củ hộp số.
Bớc 2: tính toán thiết kế hộp số.
I. Phân tích đặc điểm kết cấu chọ sơ đồ động học của
hộp số.
Hiện nay trên ô tô thờng sử dụng hộp số 3 trục dọc. Hộp số 3 trục
dọc là hộp số mà mômen xoắn đợc truyền qua hai cặp bánh răng và 3
trục, trong đó trục sơ cấp và thứ cấp đặt đồng tâm.
Hộp số 3 trục dọc so với hộp số có trục di động và hộp số hai trục
dọc có u điểm sau.
*u điểm:
Khi cùng kích thớc ngoài thì hộp số 3 trục dọc cho ta tỷ số truyền lớn
hơn vì tỷ số truyền này bằng tích tỷ số truyền của hai cặp bánh răng thực
hiện việc truyền mômen. Đặc điểm này rất quan trọng vì hiên nay động
cơ cao tốc đợc sử dụng phổ biến trên ô tô. Nừu cần bảo đảm một giá trị tỷ
số truyền nh nhau thì loại hộp số ba trục dọc có kích thớc bé, trọng lợng
nhỏ hơn, do đó giảm trọng lợng toàn bộ của ô tô.

Hộp số có số truyền thẳng với tỷ số truyền bằng 1 (khi gài trực tiếp
trục thứ cấp vào trục sơ cấp). Hiệu suất truyền lực là cao nhất (coi nh bằng
1) vì truyền lực không qua cặp bánh răng chịu tải nào cả. trong khi đó thời
gian sử dụng số truyền thăng là chủ yếu (50ữ80)% thời gian làm việc của
ô tô nên nâng cao đợc tính kinh tế.
*Nhợc điểm:
Trừ số truyền thẳng các số truyền khác mômen đều đợc truyền qua
hai cặp bánh răng (số lùi qua 3 cặp bánh răng) nên hiệu suất truyền giảm.
kích thớc ổ phía trớc theo chiều chuyển động của xe của trục thứ cấp
hộp số bị hạn chế và ổ này đợc đặt vào hốc sau của trục sơ cấp. Vì vậy khi
làm việc ổ thờng xuyên chịu quá tải. Để không quá tải có thể làm bánh
răng thờng tiếp liền trục và nh vậy tăng đợc kích thớc ổ. Nhng nếu bánh
răng lớn thì tỷ số truyền của cặp bánh răng này sẽ nhỏ. Do vậy kích thớc
bánh răng liền trục trên trục thứ cấp không thể lớn đợc. Thông thờng ổ tr-
ớc của trục thứ cấp dùng ổ đũa (thanh răng trụ). Do ổ đũa không chịu lực
chiều trục nên khi thiết kế lắp ráp ngời ta chọn chiều nghiêng của răng
sao cho lực chiều trục không tác dụng lên ổ.
*Hộp số 3 cấp
3
Hình 1: sơ đồ động học của hộp số 3 cấp trục dọc.
Đặc điểm kết cấu:
Trục sơ cấp 1 đồng thời là trục bị động của li hợp. Trục này đợc gối
lên hai ổ, một ổ thanh lăn trong hốc bánh đà ở đuôi trục khuỷu động cơ và
một ổ bi đặt ở vỏ hộp số. Bánh răng Z
3
thờng đợc chế tạo liền trục là bánh
răng nghiêng ăn khớp với bánh răng Z
3

trên trục trung gian cà có vành

răng để gài số truyền thẳng (số truyền 3).
Trục trung gian 8 đợc đặt trên hai ổ ở vỏ hộp số. Các bánh răng trên
trục trung gian thờng đợc tạo thành khối hình tháp và lắp cố định với trục
8. các bánh răng Z
3

, Z
2

là bánh răng trụ răng nghiêng. Z
1

và Z
L
là bánh
răng trụ răng thẳng.
Trục thứ cấp 7 đợc gối trên hai ổ, một ổ đũa trong hốc bánh răng Z
3

và một ổ bi đặt thành phía sau của vỏ hộp số 2. ở phần giữa và phần đuôi
trục có gia công then hoa để lắp moay ơ của đồng tốc 3, lắp bánh răng di
trợc răng thẳng Z
1
để gài số truyền 1 và số lùi, lắp mặt bích dẫn động trục
truyền động các đăng, bánh răng Z
2
quay trơn trên trục và có vành răng để
gài số truyền hai.
Trục số lùi 9 thực hiện di trợt đồng tốc 3 dọc trục thứ cấp 7 để gài số
truyền III và số truyền II còn càng gài 6 thực hiện di trợt bánh răng trụ Z

1

để gài số truyền I và số lùi.
Việc truyền mô men xoắn qua hộp số cơ khí có cấp đợc thực hiện
theo nguyên tắc làm việc của truyền động bánh răng ăn khớp ngoài. ở các
số truyền tiến, truyền động đều qua hai cặp bánh răng ăn khớp nên trục sơ
cấp và thứ cấp có cùng chiều quay. ở số lùi phải qua 3 cặp bánh răng ăn
khớp nên trục số lùi quay ngợc chiều với trục sơ cấp và thứ cấp.
4
ở số truyến thẳng số (III) do gài trực tiếp trục thứ cấp với trục sơ cấp
nên chúng quay thành một khối và các cặp bánh răng không phải chịu tải.
nhờ cơ cấu điều khiển (cần gài số) tác động lên các càng gài làm di
trợt đồng tốc hay bánh răng, các vành răng hay bánh răng ăn khớp với
nhau để đợc tỷ số truyền tơng ứng với từng tay số.
*Hộp số 4 cấp.
Đặc điểm kết cấu và nguyên lý làm việc của hộp số 4 cấp trục dọc t-
ơng tự nh hộp số 3 cấp trục dọc, có điểm khác là:
Số truyền IV là số truyền thẳng.
Càng gài 5 tác động vào đồng tốc 4 làm cho nó di trợt theo chiều trục
và để thực hiện gài số truyền IV hoặc số truyền III.
Hình 2: sơ đồ động học hộp số 4 cấp trục dọc.
Cặp bánh răng số truyền II cũng là cặp bánh răng nghiêng thờng
xuyên ăn khớp. Gài số truyền II đợc thực hiện nhờ càng gài 6 dịch chuyển
bánh răng Z
1
sang trái để cho vành răng của bánh răng này vào ăn khớp
với vành răng gài số ở bánh răng Z
2
.
Gài số lùi nhờ càng gài 10 làm xê dịch khối bánh răng số lùi (Z

L
và
Z
L

) để cho Z
L

vào ăn khớp với Z
1

và Z
L

ăn khớp với Z
1
.
5
Hình 4: kết cấu hộp số _66
*Nhận xét:
Hộp sô 3 trục dọc 3 cấp thờng dùng ở cũnge du lịch có dự trữ công
suất lớn và vừa (công suất riêng lớn). Vì xe du lịch yêu cầu phải đơn giản,
thời gian tăng tốc ngắn. nếu tăng số cấp của hộp số thì công suất của động
cơ đợc sử dụng tốt hơn, nhng thời gian chuyển số tăng lên, làm phức tạp
điều khiển xe và làm tăng thời gian để đạt đợc tốc độ lớn nhất của xe.
Hơn nữa xe du lịch thờng có công suất riêng lớn nên đa số thời gian làm
việc ở số truyền thẳng.
Loại hộp số 3 trục dọc 4 cấp thờng dùng ở ô tô du lịch có dự trữ công
suất nhỏ, ô tô vận tải hạng nhẹ và hạng vừa nhằm sử dụng tốt công suất
của động cơ. hộp số này lắp trên xe ô tô quân sự và xe bọc thép bánh hơi

nh _66, _53, _469 , , _31512.v.v
Ta cần chế tạo hộp số 3 trục dọc 4 cấp sử dụng trên xe _66 có sơ
đồ động học nh sau.
6

Phần II
tính toán thiết kế hộp số
*nội dung tính toán
Chọn số liệu ban đầu
Xác định các thông số cơ bản của hộp số.
Tính toán các chi tiết và bộ pận cơ bản của hộp số.
+ Tính bánh răng.
+ Tính trục.
+ Chọn ổ lăn và đồng tốc.
I. Các số liệu ban đầu của xe _66
Trọng lợng toàn bộ của xe khi
không tải
G= 36560 N
trọng lợng toàn bộ của xe khi đầy tải G= 56560 N
Bán kính bánh chủ động r
k
= 0,5588 m
Mô men cực đại của động cơ M
emax
= 284,5.10
3
Nmm
Vận tốc lớn nhất
90ữ95
Km/h

Tỷ số truyền lực chính 6,55
Tỷ số truyền hộp số phân phối

2 cấp
i
P1
= 1
i
P2
= 1,982
Động cơ đốt trong Xăng 4 kỳ 8 xy lanh
làm mát bằng nớc.
7
Công suất cực đại 115 Mã lực
Số vòng quay n
N
= 3200 Vòng/phút
Bán kính quay vòng 9,5 m
kích thớc bao
chiều dài toàn bộ
chiều rộng
chiều cao đến đỉnh ca bin
chiều cao đến dỉnh thùng xe
5655
2322
2440
2520
mm
mm
mm

mm
Hành trình pittông 80 mm
Đờng kính pittông 92 mm
II. Xác định các thông số cơ bản của hộp số:
1. Xác định khoảng cách các trục trong hộp số.
Chọn hệ số kinh nghiệm: K= 36
6,11029.36.
3
3
max
===
et
MKA
mm.
2. Thiết kế bánh răng.
a. Chọn môdul.
Theo bảng 4 sách hớng dẫn kết cấu tính toán hộp số ta chon m
n
= 3,4
giá trị m
n
lấy cho tất cả các bánh răng nhằm đơn giản cho quá trình sản
suất.
b. Xác định số răng của các bánh răng.
Số răng của bánh răng chủ động đợc chế tạo lền trục số răng ít, để
đảm bảo điều kiện không cắt chân răng thi số răng bánh chủ động Z
a
17
răng, ta chọn Z
a

= 17 răng.
Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp.
1
.
)cos(.2
=
an
a
a
Zm
A
i


a
góc nghiêng răng của cặp bánh răng luôn ăn khớp.

a
= 20
0
ữ30
0
chọn
a
= 20
0
i
a
= 2,6
Số răng của bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn ăn khớp

Z
a

= Z
a
.i
a
= 2,6.17= 44 răng
Tính lại tỷ số truyền i
a
.
588,2
17
44
'
===
a
a
a
Z
Z
i
Tính laị khoảng cách trục.
36,110
)cos(.2
).(
'
=
+
=

a
aa
t
mZZ
A

mm.
Tỷ số truyền của cặp bánh răng đợc gài ở số I, II, III trên trục trung
gian và số lùi.
Ta có khoảng động học của ô tô
min
max
t
t
k
V
V
d =
8
V
tmax
là tốc độ tính toán lớn nhất của ô tô ứng với N
emax
.
V
tmax
= 95 km/h.
V
tmin
là tốc độ tính toán nhỏ nhất của ô tô.

Khoảng lực học của ô tô.

G
G
d
l



.
.
0
=


hiệu suất của ô tô có kể đến sự tổn thất trong thiết bị động lực.
Theo sách hớng dẫn đồ án KC TT ô tô quân sự ta chọn

=0,85.

0
hệ số cản quy dẫn.
Ta có
0
= 0,051
G trọng lợng toàn bộ ô tô G= 56560. 9,8= 5771, 429 KG.
G

trọng lợng bám của ô tô. G


= 5771,429 KG
hệ số bám = 0,7 ( theo tài liệu trên).
d
l
= 16,14
Ta có d
k
= d
l
.

88,5
max
min
==
l
t
t
d
V
V
km/h.
Xác định tỷ số truyền nhỏ nhất và lớn nhất của hệ thống truyền lực:
min
max
377,0
t
KN
tl
V

rn
i =
Trong đó: n
N
= 3200 (v/ph)
r
k
là bán kính tính toán của bánh xe bánh xe chủ động.
r
k
= .r
là hệ số biến dạng của lốp.
= 0,93ữ0,935
Chọn = 0,935

5334,0
1000
4,25
.
2
18
12
1000
4,25
.
2
=







+=






+=
d
br
m
r
k
= 0,935.0,5334= 0,4987 m

3,102
88,5
4987,0.3200.377,0
max
==
tl
i
c.Xác định số truyền của các tay số trong hộp số.
Tỷ số truyền của số 1
0
max
1

.ii
i
i
Pt
tl
h
=
i
Pt
là tỷ số thấp của hộp số phụ.
i
Pt
= 1,982
i
0
tỷ số truyền lực chính
65,2
0
r
i

=
hệ số vòng quay. Xe vận tải ta có = 40ữ50
chọn = 40
9

527,7
65,2
4987,0
.40

0
=i

86,6
526,7.982,1
3,102
1
==
h
i
Khoảng động học thờng xuyên làm việc là:
hn
h
k
i
i
d
1
'
=
i
hn
là tỷ số truyền cao nhất, i
hn
= 1
d
k

= 6,86
Tỷ số truyền đợc phân chia theo cấp số nhân


899,186,6
3
1
1
1
====
n
h
n
k
idq
n là số tỷ số truyền
Lúc này ta có:
6,3
899,1
86,6
1
2
===
q
i
i
h
h
895,1
899,1
6,3
2
3

===
q
i
i
h
h
*Ta tiến hành hiệu chỉnh số truyền để đảm bảo khoảng cách giữa các
tốc độ lớn nhất ở các số truyền cao thu hẹp lại nh sau:
4
3
h
h
i
i

3
2
h
h
i
i

2
1
h
h
i
i
=q


1
895.1

895,1
6,3

6,3
86,6
=q=1,899
Ta thấy điều kiện này thoả mãn
+Tỷ số truyền của số lùi:
546,786,6.1,1.1,1).3,11(
11
===ữ=
hhL
iii
+Tỷ số truyền của cặp bánh răng đợc gài số 1, 2, 3 và số lùi.
65,2
588,2
86,6
1
1
===
a
h
i
i
i
39,1
588,2

6,3
2
2
===
a
h
i
i
i
732,0
588,2
895,1
3
3
==
a
h
i
i
i
91,2
588,2
546,7
===
a
hL
L
i
i
i

- Các bánh răng trên có cùng môdul và góc nghiêng răng từ đó ta tính
đợc số răng của các bánh răng trên trục trung gian.
( )
( )
( )
7,17
65,21.4,3
0cos.36,110.2
1.
cos 2
0
1
1
=
+
=
+
=
im
A
Z
n
at

10
( )
( )
( )
5,25
39,11.4,3

20cos.36,110.2
1.
cos 2
0
2
2
=
+
=
+
=
im
A
Z
n
at


( )
( )
( )
5,35
732,01.4,3
20cos.36,110.2
1.
cos 2
0
3
3
=

+
=
+
=
im
A
Z
n
at

Để bảo đảm triệt tiêu lực chiều trục trên trục trung gian xác định lại
góc nghiêng của cặp bánh răng tơng ứng ở số truyền 2, 3.
tg(
2
)=
( )
( )
211,020
44
5,25
.
0
'
2
== tgtg
Z
Z
a
a



2
= 12
0
( )
( )
2937,020
44
5,35
.
0
'
3
3
=== tgtg
Z
Z
tg
a
a


3
= 16,36
0

*Tính lại số răng của bánh răng trên trục trung gian.
( )
( )
( )

7,17
65,21.4,3
0cos.36,110.2
1.
cos 2
0
1
1
=
+
=
+
=
im
A
Z
n
at

lấy Z
1
= 18
( )
( )
( )
26
39,11.4,3
12cos.36,110.2
1.
cos 2

0
2
2
=
+
=
+
=
im
A
Z
n
at

( )
( )
( )
36
732,01.4,3
36,16cos.36,110.2
1.
cos 2
0
3
3
=
+
=
+
=

im
A
Z
n
at

Số răng của các bánh răng ăn khớp với bánh răng Z
1
, Z
2
, Z
3
, trên trục
thứ cấp.
4765,2.18.
11
'
1
=== iZZ
3639,1.26.
22
'
2
=== iZZ
26732,0.36.
33
'
3
=== iZZ
Nếu ta để nguyên góc nghiêng răng nh trên thì khoảng cách trục của

các cặp bánh răng ăn khớp sẽ khác nhau do đó ta tính lại góc nghiêng
răng.
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng số 1
( ) ( )
( )
112
0cos.2
65,2118.4,3
)cos(.2
1
0
1
11
1
=
+
=
+
=

iZm
A
n
mm.
Để đảm bảo khoảng cách trục các cặp bánh răng bằng nhau
A
1
=A
2
=A3 ta tiến hành nh sau.

tính lại góc nghiêng của các cặp bánh răng 2, 3.
( )
( ) ( )
943,0
112.2
39,11.26.4,3
.2
1
cos
22
2
=
+
=
+
=
A
iZm
n


2
= 19,4
0
( )
( ) ( )
946,0
112.2
732,01.36.4,3
.2

1
cos
33
3
=
+
=
+
=
A
iZm
n


3
= 19
0
- Dịch chuyển góc với cặp bánh răng số 1.
11
+ Hệ số dịch tâm.
( )
( )
44,0
0cos.2
1847
4,3
112
cos.2
0
1

1
'
=
+
=

=

ZZ
m
A
y
t
Hệ số phụ A
769,6
1847
44,0
.1000.1000
1
'
1
=
+
=

=
ZZ
y
A
Theo bảng 1 trang 103 hớng dẫn thiết kế CTM ta có hệ số phụ B

A= 6,769 B= 0,45
Hệ số giảm đỉnh răng:
( )
( )
013,01847.
1000
45,0
.
1000
1
'
1
=== ZZ
B
y
Tổng hệ số dịch chỉnh:
x
1
= y+ y= 0,453
Hệ số dịch chỉnh bánh răng Z
1
, Z
2
.
x
1
= 0,5[x
t
- (Z
1


- Z
1
).
1
'
1
ZZ
y
+
]= 0,124
x
2
= y- x
1
= 0,445- 0,124= 0,321
Xác định các thông số của khối bánh răng số lùi.
- Tỷ số truyền: i
L
= i
a
.i
L1
.i
L2
= i
a
.i
c
Chọn trớc i

L1
= 3
Ta có
91,2
588,2
546,7
===
a
L
c
i
i
i
2118.2,1.
111
=== ZiZ
LL
51,2
3
546,7
1
2
===
L
L
L
i
i
i
18

51,2
47
2
'
1
2
===
L
L
i
Z
Z
- Tỷ số truyền thực tế của các cặp bánh răng số lùi.
167,1
18
21
1
1
1
===
Z
Z
i
L
L
61,2
18
47
2
1

'
2
===
L
L
Z
Z
i
Tỷ số truyền của số lùi:
i
L
= i
L1
. i
L2
. i
a
= 1,167. 2,61. 2,588= 7,8
* Để đảm bảo ăn khớp với bánh răng trên trục trung gian và trục thứ
cấp các bánh răng số lùi cũng đợc dịch chỉnh nh bánh răng số 1
Khoảng cách trục giữa trục số lùi và trục trung gian:
A
L1
= 0,5(.Z
1
+ Z
L1
).m = 0,5.(18 + 21).3.4 = 66 mm
Khoảng cách giữa trục số lùi và trục thứ cấp:
A

L2
= 0,5.(18 + 47).3,4 = 110.5 mm
A
L2
= 112 mm
III. Xác định kích thớc các bánh răng:
12
Các bánh răng có cùng môdul m
n
= 3,4
1. Cặp bánh răng thờng tiếp:
Là bánh răng trụ răng nghiêng.
Số răng Z
a
= 17 Z
a

= 44
Góc nghiêng răng
a
= 20
0
Hệ số dịch chỉnh x= 0
Hệ số chiều cao đỉnh răng h
*
= 1
Hệ số chiều cao chân răng h
f
*
= 1,25

Góc prôfin gốc = 20
0
Góc prôfin răng
t
= arctg
0
18,21
20cos
20
cos
=






=








tg
acrtg
tg



Góc ăn khớp
tw
= arccos
0
18.21
112
18,21cos.112
arccos
cos.
=






=








w
t
a
a


+Với bánh răng chủ động:
Đờng kính vòng chia d
1
=
62
20cos
4,3.17
cos
.
==

mZ
a
mm
Đờng kính đỉnh răng d
a1
= d
1
+ 2m = 61,5 + 2.3,4 = 68 mm
Đờng kính đáy răng d
f1
= d
1
- 2,5m = 61,5 - 2,5.3,4 = 53 mm
Chiều rộng vành răng b
1
=
ba
.A

t
= 0,25.112 = 28 mm
Hệ số
ba
phụ thuộc vào độ cứng mặt răng làm việc, loại bánh răng,
số truyền và tải trong.
Theo bảng 6.6 trang 97 tính toán hệ thống dẫn động cơ khí tập 1.
Ta chọn
ba
= 0,25
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia d
2
=
160
20cos
4,3.44
cos
.
'
==

mZ
a
mm
Đờng kính đỉnh răng d
a2
= d
2
+ 2m = 159,2 + 2.3.4 = 166 mm

Đờng kính đáy răng d
f2
= d
2
- 2,5m = 159,2 - 2,5.3,4 = 150
Chiều rộng vành răng b
2
=
ba
.A
t
= 0,2.112 = 26 mm
Chọn
ba
= 0,23
2. Cặp bánh răng số 2
Là bánh răng trụ răng nghiêng.
Số răng Z
2
= 26 Z
2

= 36
Góc nghiêng răng
a
= 19.4
0
Hệ số dịch chỉnh x= 0
Hệ số chiều cao đỉnh răng h
*

= 1
Hệ số chiều cao chân răng h
f
*
= 1,25
Góc prôfin gốc = 20
0
Góc prôfin răng
t
= arctg
0
1,21
4,19cos
20
cos
=






=









tg
acrtg
tg


Góc ăn khớp
tw
= arccos
0
1,21
112
18,21cos.112
arccos
cos.
=






=









w
t
a
a

+Với bánh răng chủ động:
13
Đờng kính vòng chia d
1
=
94
4,19cos
4,3.26
cos
.
2
==

mZ
mm
Đờng kính đỉnh răng d
a1
= d
1
+ 2m = 93,7 + 2.3,4 = 100 mm
Đờng kính đáy răng d
f1
= d
1

- 2,5m = 93.7- 2,5.3,4 = 85 mm
Chiều rộng vành răng b
1
=
ba
.A
t
= 0,3.112 = 22 mm
Chọn
ba
= 0,2
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia d
2
=
130
4,19cos
4,3.36
cos
.
2
'
==

mZ
mm
Đờng kính đỉnh răng d
a2
= d
2

+ 2m = 129,7 + 2.3,4 = 136 mm
Đờng kính đáy răng d
f2
= d
2
- 2,5m = 129,7 - 2,5.3.4 = 121 mm
Chiều rộng vành răng b
2
=
ba
.A
t
= 0,2.112 = 20 mm
Chọn
ba
= 0,18
3. Cặp bánh răng số 3.
Là bánh răng trụ răng nghiêng.
Số răng Z
3
= 36 Z
3

= 26
Góc nghiêng răng
a
= 19
0
Hệ số dịch chỉnh x= 0
Hệ số chiều cao đỉnh răng h

*
= 1
Hệ số chiều cao chân răng h
f
*
= 1,25
Góc prôfin gốc = 20
0
Góc prôfin răng
t
= arctg
0
21
19cos
20
cos
=






=









tg
acrtg
tg


Góc ăn khớp
tw
= arccos
0
21
112
21cos.112
arccos
cos.
=






=









w
t
a
a

Với bánh răng chủ động:
Đờng kính vòng chia d
1
=
129
19cos
4,3.36
cos
.
3
==

mZ
mm
Đờng kính đỉnh răng d
a1
= d
1
+ 2m = 129,5 + 2.3,4 = 136 mm
Đờng kính đáy răng d
f1
= d
1

- 2,5m = 129,5 - 2,5.3,4 = 121 mm
Chiều rộng vành răng b
1
=
ba
.A
t
= 0,15.112 = 20 mm
Chọn
ba
= 0,18
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia d
2
=
94
19cos
4,3.26
cos
.
3
'
==

mZ
mm
Đờng kính đỉnh răng d
a2
= d
2

+ 2m = 93,5 + 2.3,4 = 100 mm
Đờng kính đáy răng d
f2
= d
2
- 2,5m = 93,5 - 2,5.3.4 = 85 mm
Chiều rộng vành răng b
2
=
ba
.A
t
= 0,17.112 = 18 mm
Chọn
ba
= 0,16
4. Cặp bánh răng số 1.
14
Z
1
= 18 Z
2
= 47 X
1
= 0,124 X
2
= 0,321
Với bánh răng chủ động:
Đờng kính vòng chia d
1

= Z
1
.m = 18.3,4 = 62 mm
Đờng kính đỉnh răng d
a1
= d
1
+ 2m = 61 + 2.3,4 = 68 mm
Đờng kính đáy răng d
f1
= d
1
- 2,5m = 61 - 2,5.3,4 = 53 mm
Góc prôfin gốc = 20
0
Góc prôfin răng
t
= arctg
0
20
0cos
20
cos
=







=








tg
acrtg
tg


Góc ăn khớp
tw
= arccos
0
20
112
20cos.112
arccos
cos.
=







=








w
t
a
a

Chiều rộng vành răng b
1
=
ba
.A
t
= 0,2.112 = 28 mm
Chọn
ba
= 0,25
Với bánh răng bị động:
Đờng kính vòng chia d
2
=
160
0cos

4,3.47
cos
.
1
'
==

mZ
mm
Đờng kính đỉnh răng d
a2
= d
2
+ 2m = 160 + 2.3,4 = 167 mm
Đờng kính đáy răng d
f2
= d
2
- 2,5m = 160 - 2,5.3,4 = 151 mm
Chiều rộng vành răng b
2
=
ba
.A
t
= 0,22.112 = 24 mm
Chọn
ba
= 0,22
5. Khối bánh răng số lùi:

Cặp bánh răng thứ nhất bánh răng số lùi ăn khớp với bánh răng trên
trục trung gian.
Z
1
= 18 Z
L1
= 21 A
L1
= 66 mm
Với bánh răng Z
L1
Đờng kính vòng chia d
L1
= Z
L1
.m = 21.3,4 = 71 mm
Đờng kính đỉnh răng d
La1
= d
L1
+ 2m = 71 + 2.3,4 = 78 mm
Đờng kính đáy răng d
Lf1
= d
L1
- 2,5m = 71 - 2,5.3,4 = 62 mm
Góc prôfin gốc = 20
0
Góc prôfin răng
t

= arctg
0
20
0cos
20
cos
=






=








tg
acrtg
tg


Góc ăn khớp
tw
= arccos

0
20
112
20cos.112
arccos
cos.
=






=








w
t
a
a

Chiều rộng vành răng b
L1
=

ba
.A
L1
= 0,3.66 = 26 mm
Chọn
ba
= 0,4
Bánh răng số lùi thứ hai ăn khớp với bánh răng trên trục thứ cấp:
Z
L2
= 18 A
L2
= 112 mm
Với bánh răng Z
L2
Đờng kính vòng chia d
L2
= Z
L2
.m = 18.3,4 = 62 mm
Đờng kính đỉnh răng d
La2
= d
L2
+ 2m = 61 + 2.3,4 = 68 mm
Đờng kính đáy răng d
Lf2
= d
L2
- 2,5m = 61 - 2,5.3,4 = 53 mm

Chiều rộng vành răng b
L2
=
ba
.A
L2
= 0,25.112 = 28 mm
Chọn
ba
= 0,25
IV. Tính toán các chi tiết và bộ phận cơ bản của hộp số.
15
1. Tính bánh răng:
Vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X, HRC = 50ữ59, [
b
]= 1000
Mpa, [
c
]= 800 Mpa, nhiệt luyện thấm nitơ
Với cặp bánh răng số 1và cặp bánh răng thờng tiếp chọn độ cứng cao
hơn HRC= 58
Các cặp bánh răng khác chọn HRC= 50
a. Tính cho cặp bánh răng thờng tiếp:
Mômen tính toán xác định từ động cơ
Hệ số tổn hao mômen cho thiết bị động lực
th
= 0,9
M
dc
= M

emax
.
th
= 284,5.0,9= 256,05 Nm
Mômen tính toán xác định theo bám:
60
55,6.982,1.588,2
4987,0.7,0.4,5771

.
.
0
max
===
iii
r
GM
pa
k
b


KGm
= 588,6 Nm
Mônen tính toán đợc xác định nh sau:
Chọn giá trị nhỏ nhất trong hai giá trị
Ta chọn M
tt
= 256,05 Nm
*.Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
đợc vợt quá một giá trị cho phép.
Bánh răng chủ động
V= .d
w1
n
M
/6000= 3,14.0,062.2500/6000= 0,081 m/s

F1
=
[ ]
1
1
1F

.YY2Mtt.K
F
ww
F
mdb
Y



[ ]
2
1
2
12

.
F
F
F
FF
Y
Y

=
M
tt
mômen xoắn trên trục chủ động M
tt
= 256,05 Nm
m= 3,4
b
w
= 23 mm
d
w1
đớng kính vòng lăn bánh chủ động d
w1
= d
1
= 62 mm


hệ số trùng khớp



= [ 1,88 - 3,29(

cos)]
11
(
21
ZZ
+
]= 1,627
Y

= 1/

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y

= 0,614
Y

hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y

= 1-
0
/140= 1-0,349/140= 0,997
Y
F1
, Y
F2
là hệ số dạng răng của bánh1 và 2

Theo bảng 6.18 trang 109 TTTK CTM tập 1ta đợc
Y
F1
= 4,22
Y
F2
= 3,74
K
F
là hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K
F
= K
F
.K
F

.K
FV
16
K
F
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, theo bảng P2.3 phụ luc TTTK CTM ta có:

bd
= 0,53.
ba
.(i
a

+1)= 0,53.0.18(2.588+ 1)=0,342
K
F
= 1,05
K
F


hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong cho các cặp bánh
răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có:
K
F

= 1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] ứng suất uống cho phép bánh chủ động và bị động.
Theo bảng P.2.3 phục lục TTTK CTM ta có
K
FV
= 0,86
K
F
= 1,05.1,22.0,86= 1,1


5,246
4,3.62.28
22,4.997,0.614,0.1,1.10.05,256.2
3
1
==
F

N/mm
2

215
22,4
74,3
5,242
2
==
F

N/mm
2
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S

1

lim0


0lim
là ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2
TTTK CTM ta có
0lim1
= 440 Mpa = 440.10
6
N/m
2
= 440 N/mm
2

0lim2
= 400 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có.
S
F
= 1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế dộ tải trọng
của bộ truyền.
F
m
FE

F
FL
N
N
K
0
=
m
F
= 9
N
F0
= 4.10
6

N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng
lấy N
FE
= N
F0
= 4.10
6
lúc này ta có K
FL
= 1
K
FC
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải

K
FC
= 1
[
F1
]= 440/1,75= 251,43 N/mm
2
[
F2
]= 400/1,75= 228,6 N/mm
2
Ta thấy
F1
, <[
F1
] bánh răng chủ động đủ bền

F2
, <[
F2
] bánh răng bị động đủ bền
*. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc:
( )
[ ]
H
w
aw
aHtt
HMH

dib
iKM
ZZZ



+
=
1
2

1 2

17
Z
M
hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
theo bảng 6.5 TTTK CTM ta có:
Z
m
= 234
theo bảng 6.12 TTTK CTM ta có
Z
H
= 1,67
Z

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
==




1
Z
0,785


hệ số trùng khớp dọc
588,3
14,3.4,3
20sin
112
sin
==

=
m
b
w






hệ số trùng khớp ngang


= [ 1,88 - 3,29(


cos)]
11
(
21
ZZ
+
]= 1,62
K
H
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
.K
H

.K
HV
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có:
K
H
= 1,06
K
H



hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong cho các cặp bánh
răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có:
K
H

= 1,05
K
HV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo bảng 6.13 và P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có
K
HV
= 0,91
K
H
= 1,06.1,05.0,91= 1,0128

( )
07,25
62.588,2.28
1588,2,0128,1.05,256.2
785,0.67,1.234
2
=
+
=
H


[

H
]=
0
Hlim
.K
HL
/S
H
Theo bảng 6.2 TTTK CTM ta có:

0
Hlim
= 1050 Mpa = 1050 N/mm
2
S
H
= 1,2
K
HL
= 1
[
H
]= 1050.1/1,2= 875 N/mm
2

H
<[
H
] thoả điều kiện bền.
b. Tính cho cặp bánh răng số 2:

Mômen tính toán xác định từ động cơ
Hệ số tổn hao mômen cho thiết bị động lực
th
= 0,9
M
dc
= M
emax
.
th
= 284,5.0,9= 256,05 Nm
Mômen tính toán xác định theo bám:
7.111
55,6.982,1.39,1
4987,0.7,0.4,5771

.
.
02
max
===
iii
r
GM
p
k
b


KGm

= 1095 Nm
18
Mônen tính toán đợc xác định nh sau:
Chọn giá trị nhỏ nhất trong hai giá trị
Ta chọn M
tt
= 256,05 Nm
*.Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
không đợc vợt quá một giá trị cho phép.
Bánh răng chủ động
V= .d
w1
n
M
/6000= 3,14.0,094.2500/6000= 0,123 m/s

F1
=
[ ]
1
1
1F

.YY2Mtt.K
F
ww
F
mdb
Y




[ ]
2
1
2
12
.
F
F
F
FF
Y
Y

=
M
tt
mômen xoắn trên trục chủ động M
tt
= 256,05 Nm
m= 3,4
b
w
= 22 mm
d
w1
đớng kính vòng lăn bánh chủ động d
w1

= d
1
= 94 mm


hệ số trùng khớp


= [ 1,88 - 3,29(

cos)]
11
(
21
ZZ
+
]= 1,67
Y

= 1/

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y

= 0,599
Y

hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y


= 1-
0
/140= 1-0,349/140= 0,997
Y
F1
, Y
F2
là hệ số dạng răng của bánh1 và 2
Theo bảng 6.18 trang 109 TTTK CTM tập 1ta đợc
Y
F1
= 3,88
Y
F2
= 3,76
K
F
là hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K
F
= K
F
.K
F

.K
FV
K
F
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng, theo bảng P2.3 phụ luc TTTK CTM ta có:

bd
= 0,53.
ba
.(i
a
+1)= 0,53.0.2(1,39+ 1)=0,253
K
F
= 1,03
K
F


hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong cho các cặp
bánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có:
K
F

= 1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] ứng suất uống cho phép bánh chủ động và bị động.
Theo bảng P.2.3 phục lục TTTK CTM ta có

K
FV
= 0,87
K
F
= 1,05.1,22.0,87= 1,11
19

32,187
4,3.94.22
88,3.997,0.599,0.11,1.10.05,256.2
3
1
==
F

N/mm
2

5,181
88,3
76,3
32,187
2
==
F

N/mm
2
[

F1
]=
FLFC
F
KK
S

1
lim0


0lim
là ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, theo bảng
6.2 TTTK CTM ta có
0lim1
= 420 Mpa = 420.10
6
N/m
2
= 420 N/mm
2

0lim2
= 400 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có.
S
F

= 1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế dộ tải trọng
của bộ truyền.
F
m
FE
F
FL
N
N
K
0
=
m
F
= 9
N
F0
= 4.10
6

N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng
lấy N
FE
= N
F0

= 4.10
6
lúc này ta có K
FL
= 1
K
FC
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải
K
FC
= 1
[
F1
]= 420/1,75= 240 N/mm
2
[
F2
]= 400/1,75= 228,6 N/mm
2
Ta thấy
F1
, <[
F1
] bánh răng chủ động đủ bền

F2
, <[
F2
] bánh răng bị động đủ bền
*. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

ứng suất tiếp xúc:
( )
[ ]
H
w
aw
Htt
HMH
dib
iKM
ZZZ



+
=
1
2
2

1 2

Z
M
hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
theo bảng 6.5 TTTK CTM ta có:
Z
m
= 234
theo bảng 6.12 TTTK CTM ta có

Z
H
= 1,66
Z

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
==



1
Z
0,774


hệ số trùng khớp dọc
484,3
14,3.4,3
4,19sin
112
sin
==

=
m
b
w







hệ số trùng khớp ngang
20


= [ 1,88 - 3,29(

cos)]
11
(
21
ZZ
+
]= 1,67
K
H
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
.K
H

.K
HV
K
H

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có:
K
H
= 1,05
K
H


hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong cho các cặp
bánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có:
K
H

= 1,05
K
HV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo bảng 6.13 và P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có
K
HV
= 0,91
K
H
= 1,05.1,05.0,91= 1,003

( )
3,20
94.39,1.22
139,1,0003,1.05,256.2

774,0.66,1.234
2
=
+
=
H

[
H
]=
0
Hlim
.K
HL
/S
H
Theo bảng 6.2 TTTK CTM ta có:

0
Hlim
= 1050 Mpa = 1050 N/mm
2
S
H
= 1,2
K
HL
= 1
[
H

]= 1050.1/1,2= 875 N/mm
2

H
<[
H
] thoả điều kiện bền.
c. Tính cho cặp bánh răng số :3
Mômen tính toán xác định từ động cơ
Hệ số tổn hao mômen cho thiết bị động lực
th
= 0,9
M
dc
= M
emax
.
th
= 284,5.0,9= 256,05 Nm
Mômen tính toán xác định theo bám:
212
55,6.982,1.722,0
4987,0.7,0.4,5771

.
.
03
max
===
iii

r
GM
p
k
b


KGm
= 2079 Nm
Mônen tính toán đợc xác định nh sau:
Chọn giá trị nhỏ nhất trong hai giá trị
Ta chọn M
tt
= 256,05 Nm
*.Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
không đợc vợt quá một giá trị cho phép.
Bánh răng chủ động
V= .d
w1
n
M
/6000= 3,14.0,129.2500/6000= 0,168 m/s

F1
=
[ ]
1
1
1F


.YY2Mtt.K
F
ww
F
mdb
Y



[ ]
2
1
2
12
.
F
F
F
FF
Y
Y

=
21
M
tt
mômen xoắn trên trục chủ động M
tt
= 256,05 Nm

m= 3,4
b
w
= 20 mm
d
w1
đớng kính vòng lăn bánh chủ động d
w1
= d
1
= 129 mm


hệ số trùng khớp


= [ 1,88 - 3,29(

cos)]
11
(
21
ZZ
+
]= 1,674
Y

= 1/

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y

= 0,597
Y

hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y

= 1-
0
/140= 1-0,331/140= 0,997
Y
F1
, Y
F2
là hệ số dạng răng của bánh1 và 2
Theo bảng 6.18 trang 109 TTTK CTM tập 1ta đợc
Y
F1
= 3,74
Y
F2
= 3,88
K
F
là hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K
F
= K
F

.K
F

.K
FV
K
F
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, theo bảng P2.3 phụ luc TTTK CTM ta có:

bd
= 0,53.
ba
.(i
3
+1)= 0,53.0.18.(0,722+ 1)=0,164
K
F
= 1,02
K
F


hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong cho các cặp
bánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có:
K
F

= 1,22
K

FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] ứng suất uống cho phép bánh chủ động và bị động.
Theo bảng P.2.3 phục lục TTTK CTM ta có
K
FV
= 0,87
K
F
= 1,02.1,22.0,87= 1,08

35,140
4,3.129.20
74,3.997,0.597,0.08,1.10.05,256.2
3
1
==
F

N/mm
2

6,145
74,3
88,3
35,140

2
==
F

N/mm
2
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S

1
lim0


0lim
là ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, theo bảng
6.2 TTTK CTM ta có
0lim1
= 420 Mpa = 420.10
6
N/m
2
= 420 N/mm
2

0lim2

= 400 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có.
S
F
= 1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế dộ tải trọng
của bộ truyền.
22
F
m
FE
F
FL
N
N
K
0
=
m
F
= 9
N
F0
= 4.10
6


N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng
lấy N
FE
= N
F0
= 4.10
6
lúc này ta có K
FL
= 1
K
FC
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải
K
FC
= 1
[
F1
]= 420/1,75= 240 N/mm
2
[
F2
]= 400/1,75= 228,6 N/mm
2
Ta thấy
F1
, <[

F1
] bánh răng chủ động đủ bền

F2
, <[
F2
] bánh răng bị động đủ bền
*. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc:
( )
[ ]
H
w
w
Htt
HMH
dib
iKM
ZZZ



+
=
1
2
3
3

1 2


Z
M
hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
theo bảng 6.5 TTTK CTM ta có:
Z
m
= 234
theo bảng 6.12 TTTK CTM ta có
Z
H
= 1,66
Z

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
==



1
Z
0,773


hệ số trùng khớp dọc
415,3
14,3.4,3
19sin
112
sin

==

=
m
b
w






hệ số trùng khớp ngang


= [ 1,88 - 3,29(

cos)]
11
(
21
ZZ
+
]= 1,674
K
H
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K

H
.K
H

.K
HV
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có:
K
H
= 1,02
K
H


hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong cho các cặp
bánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có:
K
H

= 1,05
K
HV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo bảng 6.13 và P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có
K
HV
= 0,92

23
K
H
= 1,02.1,05.0,92= 0,985

( )
2,17
129.722,0.20
1722,0,985,0.05,256.2
773,0.66,1.234
2
=
+
=
H

N/mm
2
[
H
]=
0
Hlim
.K
HL
/S
H
Theo bảng 6.2 TTTK CTM ta có:

0

Hlim
= 1050 Mpa = 1050 N/mm
2
S
H
= 1,2
K
HL
= 1
[
H
]= 1050.1/1,2= 875 N/mm
2

H
<[
H
] thoả điều kiện bền.
d. Tính cho cặp bánh răng số :1
Mômen tính toán xác định từ động cơ
Hệ số tổn hao mômen cho thiết bị động lực
th
= 0,9
M
dc
= M
emax
.
th
= 284,5.0,9= 256,05 Nm

Mômen tính toán xác định theo bám:
5,59
55,6.982,1.65,2
4987,0.7,0.4,5771

.
.
01
max
===
iii
r
GM
p
k
b


KGm
= 584 Nm
Mônen tính toán đợc xác định nh sau:
Chọn giá trị nhỏ nhất trong hai giá trị
Ta chọn M
tt
= 256,05 Nm
*.Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
đợc vợt quá một giá trị cho phép.
Bánh răng chủ động
V= .d

w1
n
M
/6000= 3,14.0,062.2500/6000= 0,08 m/s

F1
=
[ ]
1
1
1F

.YY2Mtt.K
F
ww
F
mdb
Y



[ ]
2
1
2
12
.
F
F
F

FF
Y
Y

=
M
tt
mômen xoắn trên trục chủ động M
tt
= 256,05 Nm
m= 3,4
b
w
= 28 mm
d
w1
đớng kính vòng lăn bánh chủ động d
w1
= d
1
= 62 mm


hệ số trùng khớp


= [ 1,88 - 3,29(

cos)]
11

(
21
ZZ
+
]= 1,627
Y

= 1/

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y

= 0,614
Y

hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y

= 1-
0
/140= 1-0,331/140= 1
Y
F1
, Y
F2
là hệ số dạng răng của bánh1 và 2
24
Theo bảng 6.18 trang 109 TTTK CTM tập 1ta đợc
Y
F1

= 4
Y
F2
= 3,526
K
F
là hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K
F
= K
F
.K
F

.K
FV
K
F
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có:

bd
= 0,53.
ba
.(i
1
+1)= 0,53.0,25.(2,65+ 1)=0,483
K
F
= 1,11

K
F


hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong cho các cặp
bánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có:
K
F

= 1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo bảng P.2.3 phục lục TTTK CTM ta có
K
FV
= 0,81
K
F
= 1,11.1,22.0,81= 1,097

7,233
4,3.62.28
4.1.614,0.097,1.10.05,256.2
3
1
==
F

N/mm

2

206
4
526,3
7,233
2
==
F

N/mm
2
[
F1
], [
F2
] ứng suất uống cho phép bánh chủ động và bị động.
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S

1
lim0


0lim

là ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, theo bảng
6.2 TTTK CTM ta có
0lim1
= 420 Mpa = 420.10
6
N/m
2
= 420 N/mm
2

0lim2
= 400 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có.
S
F
= 1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế dộ tải trọng
của bộ truyền.
F
m
FE
F
FL
N
N

K
0
=
m
F
= 9
N
F0
= 4.10
6

N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng
lấy N
FE
= N
F0
= 4.10
6
lúc này ta có K
FL
= 1
K
FC
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải
K
FC
= 1
[

F1
]= 420/1,75= 240 N/mm
2
[
F2
]= 400/1,75= 228,6 N/mm
2
Ta thấy
F1
, <[
F1
] bánh răng chủ động đủ bền

F2
, <[
F2
] bánh răng bị động đủ bền
25