TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM
KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO
BỘ MÔN CHI TIẾT MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY
(Phần thuyết minh)

GVHD: NGUYỄN HỮU THỊNH
SVTH: TRẦN THANH PHONG
MSSV: 141444215
LỚP: 141444CL2

Thành phố HCM, ngày 29 tháng 12 năm 2016


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM
KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO
BỘ MÔN CHI TIẾT MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY
(Phần thuyết minh)

GVHD: NGUYỄN HỮU THỊNH
SVTH: TRẦN THANH PHONG
MSSV: 141444215
LỚP: 141444CL2

Thành phố HCM, ngày 29 tháng 12 năm 2016


Mục lục

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ DIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I, Chọn động cơ.
1. Tính toán công suất trên trục động cơ điện.

Số liệu ban đầu.
+ Lực vòng trên băng tải (F): 38000 (N)
+ Vận tốc Tang tải (v) :
1,5 (m/s)
+ Đường kính Tang tải (D) : 420 (mm)
+ Số năm làm việc (a) :
5 (năm)
Nếu gọi Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ.
Pt : Công suất trên trục máy thao tác.
η : Hiệu suất truyền động.
Ta có công suất tác dụng lớn nhất trên trục máy
Công suất:
Công suất động cơ ( tải trọng thay đổi).
Ta có:
Ta có:

mà T1=T => P1 = 1

mà T2= 0,8 T => P2 = 0,8

Vậy ta có :
2. Tính toán hiệu suất hệ thống.
Trang 3



η = η nt ×η br2 ×η o ×η x
Hiệu suất chung :
+Theo bảng 2.3 ta được:

ηnt

ηbr

ηo

ηx
⇒

=1:hiệu suất khốp nối trục.
= 0.98:hiệu suất một cặp bánh răng
= 0.995 :hiệu suất một cặp ổ lăn

=0.93 :hiệu suất bộ truyền xích

η 1 × 0.98 2 × 0.995 4 × 0.93 = 0,875
=

-Công suất cần thiết trên trục động cơ

Pct =

pt
5,38
⇒
= 6,148( kw)

η
0,875

.

3. Tính số vòng quay sơ bộ.

nsb = u × nlv
Ta có.
- Trong đó : u : tỉ số truyền chung hệ thống

nlv

: số vòng quay của máy công tác

lv

-Xác đònh n :

v=
- Ta có :

π ×n×d
60 × 1000 × 1,5
⇒ nlv =
= 68,2(V / ph)
60 × 1000
π × 420

- Xác đònh u

Ta có:

u = un × u h
Trang 4


Tra bảng 2.1 ta có :

un = 2 ∈ (2 → 5)
uh = 15 ∈ (8 → 40)

Truyền động xích.
Truyền động bánh răng trụ.

⇒ u =2×10 =20
Vậy

nsb

×

=26 68,2=1368 (v/ph).

4. Chọn động cơ.

-

Ta chọn động cơ loại 4A vì chúng nhẹ hơn so với động cơ loại K và DK. Mặt khác chúng có
phạm vi cơng suất lớn hơn và số vòng quay đồng bộ rộng hơn so với động cơ loại K.
Dựa vào bảng 1.3TC/237 . ta chọn được động cơ.

Kiểu động Cơng suất
cơ
4A132S4Y3 7,5

Vận
quay
1455

tốc Cos (
0,86

II. Phân phối tỉ số truyền.

utt =
Tỉ số truyền của hệ thống
Tỉ số truyền chung :

ndc 1455
=
= 21,33
nlv 68,2

u = unt × uh × u x

+ Trong đó :
U : tỉ số truyền chung

uh

ux


: tỉ số truyền hợp giảm tốc
=3 :tỉ số truyền xích ngoài hợp

unt

=1: tỉ số truyền khớp nối trục

+Tỉ số truyền hợp giảm tốc
Trang 5

Tmax/Tđn
87,5

2,2


utt = uh × u x ⇒ uh =
Ta có :

u h = u n × uc

Mà

un
uc

utt
21,33
=

= 7,11
ux
3

:tỉ số truyền bộ bánh răng nghiêng cấp nhanh

:tỉ số truyền bộ bánh răng nghiêng cấp chậm

+ Chọn

un = 1,3uc
uh
=
1,3

uc =

7,11
= 2,39
1,3
⇒

- Vậy tỉ số truyền chung là :

u = 1× 3,04 × 2,339 × 3 = 21,33

- Sai lệch tỉ số truyền là: Δu =
- Sai lệch cho phép 2

÷


utt − u

3%

- Số vòng quay ở các trục truyền động:
dc

I

n =n =1455(v/ph)

n

II

III

=

n =

n

IV

nI
un

=


1455
= 478(v / ph)
3,04

n II
478
=
= 204(v / ph)
u c 2.339

=

u n = 3,04

n III 204
=
= 68(v / ph)
uX
3

Trang 6

= = 0,009


- Công suất của các trục truyền động:
Ta có :PIV =5.7 (kw)
PIII=PIV/(
II


η x × η ol

P =PIII/(
II

PI=P /(
Pct= PI/(

×

) = 5,7/(1 0,995)= 6,159 (kw)

η br × η ol

η br × η ol

η nt × η ol

×

) =6,159/(0,98 0,995)= 6,316 (kw)
×

)=6,136/(0,98 0,995)= 6,477(kw)
×

)=6,477/(1 0,995)= 6,5 (kw)

- Moment xoắn của các trục truyền động:

đc

T =

I

T =

9,55.10 6. p ct 9,55.10 6.6,5
=
= 42663( N )
ndc
1455

9,55.10 6. p I 9,55.10 6.6,477
=
= 42512( N )
nI
1455

II

9,55.10 6. p II 9,55.10 6.6,316
=
= 126187 ( N )
n II
478

III


9,55.10 6. p III 9,55.10 6.6,159
=
= 288325 ( N )
n III
204

IV

9,55.10 6. p IV 9,55.10 6.5,7
=
= 800514 ( N )
n IV
68

T =

T =

T =

Thông số
U
N(v/ph)
P(kw)
T(N.mm)

Động cơ
Un=3,04
1455
6,5

42663

I
1455
6,477
4251
2
Trang 7

II

III

Uc = 2,33
478
204
6,316
6,159
12618
288325
7

IV
Ux =3
68
5,7
800514


Trang 8



PHẦN II ; TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỘP TRUYỀN NGỒI HGT VÀ BỘ TRUYỀN XÍCH.
I.

Thiết kế bộ truyền xích.
Các thơng số ban đầu:
Cơng suất P1 = PIII = 6,159 (KW), tốc độ quay n1 = nIII = 204 vòng/phút, tỉ số truyền U=
3, bộ truyền đặc nghiêng so với phương năm ngang một góc 300. Bộ truyền làm việc 2 ca,
tải trọng va đập nhẹ.

1. Chọn loại xích.

Vì vận tốc thấp v< 10 m/s, khơng u cầu làm việc êm, nên chọn xích con lăn.
2. Chọn số răng của đĩa xích.
Theo bảng 4.4 với u = 3. Chọn số răng đĩa xích dẫn Z1 = 25 ( răng), thảo điều kiên Z1 >
Zmin .
Số răng của bánh xích bị dẫn Z2 = 3. Z1 = 3. 25= 62,5
chọn Z2 = 63 (răng). Thỏa
điều kiện
Z2< Zmax = 120 răng.
3. Xác định bước xích p.
a, Bước xích của đĩa xích con lăn.
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu và độ bền mòn bản lề, thể hiện bằng cơng thức:4.5,
4.6.
Pt =P.k.kz.kn ≤ [P] (4.5)
(4.6) đối với 2,3,4 dãy
- Ta có:
Pt :
P:

[P] :
kđ :
k:
0

công suất tính toán (kw).
cơng suất truyền trên trục ba (kw) .
cơng suất cho phép (kw).
hệ số phân bố tải trọng khơng đều cho các dãy xích.
hệ số sử dụng của bộ truyền xích được xác định bằng cơng thức .
a

dc

d

c

k=k .k .k .k .k .k
- Với :
K0 = 1
K a= 1
Kd c= 1,1
Kd = 1,2
K c= 1,25

bt

.


- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vò trí bộ truyền.
- Hệ số kể đến khoảng cách trục a=(30-50)p.
- Vị trí trục được điều chỉnh bằng đĩa căng và con lăn căng xích.
- Tải trọng va đập.
- Chế độ làm viẽc của bộ truyền 2 ca.
Trang 9


Kbt = 1,3

-

- Mơi trường làm việc có bụi, bơi trơn cấp II.

Suy ra k= 1.1,1.1,2.1,3.1,25= 2,145
Ta chọn Z01 =25 răng, và n01 = 200 vòng/phút
Vậy ta được :

kz =

z01 25
=
=1
z1 25

kn =

n01 200
=
= 0,98

n1 204

- Như vậy Công suất tính toán là: Pt= =6,159.2,145.1.0,98 = 13,29 (kw).
Điều kiện chọn [P] với n01 = 200 vòng/phút.
Và [P] > Pt = 13,29 (kw) tra bảng 4.5 ta được [P] = 19,3 (kw) > 13,29 (kw) với bước xích
p = 31,75 (mm).
Với p = 31,75 mm < pmax 50,8 mm, theo bảng 4.8.
Tuy nhiên với p=31,75 mm thì đường kính đĩa xích bị dẫn rất lớn.
d2 = .
Trong điều kiện này ta nên chọn p có trị số nhỏ hơn và tăng số dãy đĩa xích bằng cách áp
dụng cơng thức 4.6.
 kđ =

Vậy ta chọn 4 dãy xích có bước xích p = 19,05 mm.
4. Khoảng cách trục.

- Khoảng cách trục a = 40p = 40.19,05 = 762 (mm)
- Theo cơng thức 5.12 số mắt xích
X = + ( z1+z2) + (z2-z1)2
X =

2.762 1
(63 − 25) 2 × 19,05
+ (25 + 63) +
= 124,9
19,05 2
762 × 4π 2

(mm)


Chọn lại X =126 (mm)
- Tính lại khoảng cách trục bằng công thức 5.3 ta được
a = 0,25.p.{xc -0,5(z1+z2)+
= 772,45 (mm)
- Để xích khơng chịu lực căng q lớn, giảm a một lượng Δa =0,003×777,45≅ 2,3
Vậy a = 770 (mm)

Trang 10


5. Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây.
i=

Theo (4.15) ta được:

n1 × z1 25 × 204
=
= 1,99 <= [i ] = 35
15 × X 15 × 126

6. Tính tốn kiểm nghiệm về độ bền xích.
Với các bộ truyền xích bị q tải lớn khi mở máy hoặc thường xun chịu
trọng va đập trong q trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về q tải theo
hệ số an tồn:
- Theo cơng thức 4.16
S=
- Theo bảng 4.2
Tải trọng phá hủy Q= 31,8 kN, khối lượng 1 mét xích q=1,9 kg
Kd = 1,7 –hệ số tải trọng động
Ft : lực vòng


- Ta có v=

Ft = =

z1 × p × n1
60000

=

25.204.19,05
= 1,619
60000

1000 × 6,159
= 951
4.1,619

(N)

Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra.
Fv= q.=

1,9 × 1,619 2 = 4,98

(N)

f

Fo =9,81k .q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

f

k =4 :hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vò trí bộ truyền
f=(0,01……0,02)a,
⇒

Fo= 9,81. Kf.q.a =

- Vậy S =

9,81 .4.1,9.0,77 = 57,4

(N)

31800
= 18,94
1,7 × 951 + 4,98 + 57,4

- Theo bảng 5.11 với p=19,05, n1 = 204 vòng/phút.
-> [s] =8,2.vậy S > [s] .Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
Trang 11


7. Các thông số của đĩa xích.
+ Đường kính vòng chia xích.

d1= =

19,05
 180 

sin

 25 

= 152 (mm)

d 2= =

19,05
 180 
sin

 63 

= 38,2 (mm)

+ Đường kính vòng đỉnh.

da1= p(0,5+cotg )=

180 

19,05 0,5 + cot g
 = 160
25 


(mm)

da2 = p( 0,5+ cotg ) = 391(mm)


+ Ñöôøng kính voøng chaân.
1

1

r=0,5025d +0,05=6,03 (mm), với d =11,91
df1= d1-2r= 152- 2.6,03 = 139,94 (mm)

df2= d2-2r= 369,94 (mm)

8. kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích.

+ Theo công thức
+ Trong đó:

σ H = 0, 47

kr ( Ft.k® + Fv® ) E
A.k®

≤ [σH ]

Ft = 951 N (lực vòng)

kđ = 3 (bộ truyền 4 dãy xích)
Fvđ : lực va đập trên 4 dãy xích
-7

Fvđ = 13.10 .n1.p3.4 = 13.10-7.204.19,053.4 = 7,33

E = 2,1.105 (Mpa), A= 318 (mm2) (4 dãy xích theo bảng 4.14)

⇒ = 0,47

0,42.( 951.3 + 7,33) × 2,1.10 5
318.3

= 241,7 (Mpa)

Tra bảng 4.14 chọn vật liệu đĩa xích là thép 45, tội cải thiện có[] = 500 (Mpa). Nên đĩa
xích đảm bảo độ bền tiếp xúc.
9. Xác định các lực tác dụng lên trục.
Trang 12


Thơng số
Khoảng cách trục.
Số răng đĩa xích dẫn.
Số răng đĩa xích bị dẫn.
Tỉ số truyền.
Số mắt xích.
Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn.
Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn.
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn.
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn.
Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn.
Đường kính vòng chân răng đĩa xích bị dẫn.
Bước xích.
Số dãy xích.
Theo cơng thức


Ký hiệu
a
Z1
Z2
u
x
d1
d2
da1
da2
df1
df2
p

Trị số
770
25
63
2,5
126
152
382
160
391
139,94
294,94
19,05
4


Fr= Kx.Ft =1,15.951=1093,65 (N)
0

Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40 so với phương nằm ngang ,
X

k =1,15.

Các thơng số của đĩa xích.

Trang 13


Phần III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HGT- BÁNH RĂNG
TRỤ RĂNG NGHIÊNG.

A. BỘ TRUYỀN CẤP NHANH.

Thông số ban đầu.
Tính toán bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp nhanh với P1 = 6,477, n1 = 1455 (vòng),
u= 3,04, chế độ làm việc 1 ca 8 tiếng. Bộ truyền quay 1 chiều, tải trọng thay đổi.

T
T
0,8T

0,7 Tck

0,3 Tck
Trang 14



1. Chọn vật liệu làm bánh răng.

+ theo bảng 5.1 ta có.
-

Bánh răng nhỏ thép 40 tôi cải thiên, độ rắn HB 192 ÷ 228, có = 850 MPa, = 400 MPa.
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192÷ 240 có = 750 MPa, = 450 MPa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 5.2 với thép 40, 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180 ÷ 350
σ oHlim = 2HB + 70 ; SH =1,1 ; σ oFlim = 1,8HB ; SF = 1,75

Chọn độ rắn bánh nhỏ = 210; độ rắn bánh lớn = 200, khi đó:
= 2.210 + 70 = 490 (Mpa)
= 2.200 + 70 = 470 (Mpa)
= 1,8.210 = 378 (Mpa)
= 1,8.200 = 360 (Mpa)
Theo (5.7) NHO1 = 30.H2,4HB1 = 30.2102,4 = 1,1.107
NHO2 = 30.H2,4HB2 = 30.2002,4 =0,99.107
Với NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về tiếp xúc.
N HE = 60c∑ (Ti /Tmax ) n i t i
3

Theo (5.9)

Thời gian sử dụng của bánh răng t = 5.300.2.8 = 24000 giờ
Vậy ta có: NHE2 = 60.1.24000..(0,7+0,83.0,3) = 58,8.107
N HE2 > N HO2


do đó

K HL2 = 1

N HE1 > N HO1

K HL1 = 1

Suy ra
do đó
Như vậy theo (5.3) sơ bộ xác định được.
[
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo (5.11)

Theo (5.10)

N FE = 60c∑ (Ti /Tmax )6 n i Ti

NFE2 = 60.24000..(0,7 + 0,83.0,3) = 53,6.107
Vì

N FE2 > N FO = 4.106

do đó

K FL2 = 1

. Tương tự
Trang 15


K FL1 = 1


Theo (5.4) vì bộ truyền quay 1 chiều

K FO = 1

, ta được

Ứng suất quá tải cho phép được tính theo công thức (5.12) và (5.14):

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Khoảng cách trục được xác định theo công thức (5.15):
a aw1 = K a (u1 + 1) 3

T1K Hβ
[σH ]2 u1 ψba

= 43.(3,6 + 1) 3

85034.1,1
= 138 mm
504,5 2 .3,6.0,3

trong đó:
Theo bảng (5.5), chọn = 0,3
Theo công thức (5.17):
Tra bảng 5.6⇒
⇒

4. Xác định các thông số ăn khớp

Theo (5.18)
Theo bảng 5.7 chọn môđun pháp m = 2 mm. Chọn sơ bộ β = , do đó
Theo (5.23) số răng bánh nhỏ:
Lấy = 27 răng
Mà z2=u.z1=3,04.27=82 Lấy = 82
Tỉ số truyền thực tế
Sai số tỉ số truyền thỏa điều kiện
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo (5.25) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
σ H = ZM ZHεZ

2T1K H (u + 1)
b w ud 2w1
Trang 16

cosβ = 0,9848


Theo bảng 5.4 = 274
Ta có : α=20o
Mà
ZH =

2cosβb
= 1,715 1,737
sin2α tw


Theo (5.26)

εβ =

bwsinβ 0,3.138.sin(16o13)' 1,005
=
= 1,465
πm
2,5π

Theo (5.32)
Zε = 1/ε α = 1/1,6415 = 0,7805

Do đó theo (5.31)
trong đó:
Vậy
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1 =

2a w 2.138
=
= 59,89 mm 55 mm
um + 1 3,608 + 1

Theo (5.35)
Với v = 4,19 m/s theo bảng 5.9 chọn cấp chính xác 8
Theo bảng 5.10 với v = 4,19 m/s, cấp chính xác 8 chọn = 1,09; = 1,27

vH = σ H g o v a w /u
Theo (5.37)

Trong đó theo bảng 5.11, = 0,002; theo bảng 5.12, = 56
Do đó theo (5.36):

K Hv = 1 +

Theo (5.34)

vH b w d w1
2T1K Hβ K Hα

K H = K HβK HαK Hv = 1,0237.1,13.1,1 = 1,27

1,07.1,09.1,52 =1,226

Với các giá trị vừu mới tìm trên:

Trang 17


Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo (5.1) với v = 4,19 m/s < 5 m/s, = 1, với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhám, do đó = 1, với
d a < 700 mm, K xH = 1
[σH ] = [σH ]ZvZR K xH = 504,5.1.0,95.1 = 479,3 MPa

436,4.1.1.1=436,4 (Mpa)

Như vậy thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn


Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo
công thức (5.38) và (5.39):
σ F1 =

σ F2 =

với

ψ bd = 0,69

2T1K FεY βY F1
Y

≤ [σ F1 ]

b w d w1m

σ F1YF2
≤ [σ F2 ]
YF1
K Fβ = 1,2

0,642 tra bảng 5.6 ta được

1,17

Theo bảng 5.10 với v < 5 m/s và cấp chính xác 8,
vF = δ Fg o v

Theo (5.41)


K Fα = 1,37

aw
u

trong đó theo bảng 5.11,

δF = 0, 006

, theo bảng 5.12,

Do đó theo công thức(5.40):

K Fv = 1 +

vFbwdw1 6,175.0,3.138.59,89
= 1+
= 1,054
2TK1 FβKFα 2.85034.1,2.1,37
KF = KFβKFαKFv = 1,2.1,37.1,054 = 1,733

Do đó

1,27

1,123.1,17.1,27 = 1,668

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng


1 1
Yε = = = 0,609 0,59
εα 1,6415

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Trang 18

g o = 73

56


Số răng tương đương:

Theo bảng 5.14 ta được
với môđun pháp m = 2 mm -> Ys=1,08-0,0695ln(2)=1,032
YR = 1

, vì

d a < 400 mm

nên

K xF = 1

[σF1 ] = [σF1 ]YR YSK xF = 257.1.1,016.1 = 261,1 MPa

Tương tự tính được


[σF2] = 241,7.1.1,016.1= 245,6 MPa

. Thay các giá trị vừa tính được vào (5.2) ta được:

216.1.1,032.1=222,912 (Mpa)

205,7.1,032.1.1 = 212,3 (Mpa)

Ta so sánh.
+
+
Như vậy thỏa điều kiện độ bền uốn.
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.

K qt =

Hệ số quá tải

Tmax
= 1,8
T

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều
kiện (5.42):
Theo (5.43)

8. Các thông số và kích thước bộ truyền.

Trang 19



Thông số
Khoảng cách trục
Môđum pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng nhỏ
Số răng bánh răng lớn
Đường kính vòng chia bánh răng nhỏ
Đường kính vòng chia bánh răng lớn
Đường kính vòng đỉnh bánh răng nhỏ
Đường kính vòng đỉnh bánh răng lớn
Đường kính vòng đấy bánh răng nhỏ
Đường kính vòng đấy bánh răng lớn
Hệ số dịch chỉnh

Ký hiệu
aw
m
bw
Um
β
Z1
Z2
d1
d2
da1
da2
df1

df2
x1,x2

Trị số
111 (mm)
2 (mm)
33,3 (mm)
3,037
10o56
27 răng
82 răng
55 (mm)
167 (mm)
59 (mm)
171 (mm)
50 (mm)
162 (mm)
0

B, TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM
Thông số ban đâu
Momen xoắn T2 = 126187 N.mm, uc = 2,33 = u2, n2 = 478 (vòng/phút). P2 = 6,316
(kw). Vật liệu làm bánh răng, độ rắn bánh răng nhỏ, bánh răng lớn và ứng suất cho phép
tương tự như bộ truyền cấp nhanh.
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Theo 5.11: aw2= Ka(u+1)

Trong đó: T2 = 126187 N.mm
Theo bảng 5.5 :


= 0, 3

Theo chọn Ka = 43 (răng nghiêng)
Theo

= 1,07

Theo công thức 5.17:

Ứng suất cho pháp [

σH

= 0,53×

(u+1) = 0,52

]= 436,4
Trang 20


Vậy : aw2 = 43.(2,33+1)

126187 .1,07
= 144
[ 436,4] 2 .2,33.0,3

(mm)


2. Xác định thông số ăn khớp

Theo công thức
aw1

M = (0,01

= (0,01

.144 = (1,44

Chọn mođun m=2
Chọn góc sơ bộ β = 15o, do đó cosβ = 0,9659
+ Số răng bánh nhỏ :

Z1 =

=

144 × 2 × 0,9659
2 × ( 2,33 + 1)

= 42 răng

+ Số răng bánh lớn : Z2 = u. z1=2,33.42= 98 răng

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là um=

98
42


= 2,3333

Sai số tỉ số truyền , thỏa điều kiện cho phép.

=

Suy ra

β

=

(42 + 98).2
2.144

= 0,872

=13o32’

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 5.25, Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc .
Trang 21

2,88) (mm)


2.T2 .K H .(U + 1)
bw .u.d w21


Zm.ZH.Z .

<

Theo5.4: Zm= 274
Ta có α = 20o
tg 20
0,9659

=

Mà : tg

βb

= arctg

αt

β

=cos .tg
⇒ βb
⇒ βb
tg =0,225
=12041

Theo công thức 5.26 :ZH=


Theo công thức 5.32 : εβ =

Theo5.31 :

Với

εα
⇒

=20o38

= arctg

Z

ε

=

=[1,88-3,2(
Z =

=1,719

bw sin β 0,3.144. sin(12 o 41)
mπ
2π
=

= 1,51


1
εα

1
1
+
Z1 Z 2

β

)]cos =[1,88-3,2(

= 0,762

Trang 22

1
1
+
42 98

)]0,972=1,721


Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 =

Theo công thức 5.35 v =

π .d w .n2

60000

=

2aw
um + 1

=

2.144
2,33 + 1

3,14 × 86 ,4.478
60000

= 86,4(mm)

= 2,175(m/s)

Theo bảng 5.9 với v = 2,175 m/s ta dùng cấp chính xác 9
α
với v=2,175 m/s <2,5 m/s ,chọn KH =1,13
VH = δ H g 0 v

a w2
u1

Công thức (5.37) :
Ta chọn


δH

= 0,002 (răng nghiêng)
V H = 0,002 × 73 × 2,175

Ta chọn g0 = 73 (vì m<3,55)

144
2,33

=>

= 1,29 m/s

Công thức (5.36)

KHv = 1+

ν h .bw .d w
2.T2 .K Hβ .K Hα

2,49.0,3.144.86 ,4
= 1,03
2.126187 .1,07.1,13

=1+

Công thức (6.39) kH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH =KHβ.KHαKHv=1,07.1,13.1,03=1,240
Suy ra:

2.126187 .1,24.( 2,33 + 1)
0,3.144.2,33.86 ,4 2
σH = 274.1,719.0,726

= 422,86 (Mpa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
⇒

Công thức (5.1) với V =2,175 <2,5 m/s
Zv = 1
Với cấp chính xác động học 9.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia
µ

công đạt độ nhám Ra = 2,5…..1,5 m,do đó Zr=0,95
Với da <700mm, kXH=1
Trang 23


ta có :

[σ H ] = [σ H ]Z V .Z R K XH = 436,4.1.1.0,95 = 414,58( MPa )

σH

σH

Như vậy
=422,86 Mpa>[ ]=414,58 (Mpa).
Mà ta có < 4%
Ta có thể giữ lại nguyên các kết quả tính toán và cần tính lại chiều rộng vành răng: b w =

Tính lại các thông số khi bw = 44,94 (mm).
Công thức (5.36)
ν h .bw .d w
2,49.44,94.86 ,4
2.T2 .K Hβ .K Hα

2.126187 .1,07.1,13

= 1,03

KHv = 1+
=1+
KH =KHβ.KHαKHv=1,07.1,13.1,03=1,240
+ Vậy ta tính lại ứng suất tiếp.
2.126187 .1,24.( 2,33 + 1)
44,94.2,33.86 ,4 2

σH = 274.1,719.0,726
= 414,32 (Mpa)
+ So sánh với
-> thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc.
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định
theo công thức:
σ F1 =

2T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

Với chọn

Chọn

δF

KFβ = 1,17 ; Với v< 2,5 m/s chọn

KF

α

= 0,006, go= 73

Công thức (5.41)
aw
144
= 0,006 × 73 × 2,175
= 7,48
u
2,33

V F = δ F .g 0 .v.

m/s
K FV = 1 +

Công thức 5.4

υ F bw d w1
= 1,072
2T2 K Fβ K Fα


K F = K Fβ K Fα K FV = 1,17.1,37.1,072 = 1,718

Do đó:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Trang 24

=1,37


Với

ε α = 1,721

Yε =

;

1
εα

1
1,721

=

= 0,581

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
β

Yβ = 1 −

140

= 1−

13,32
= 0,9033
140

Số răng tương đương:
Z1
42
=
= 46
3
3
cos β
cos 13o32

Z v1 =

(

Z v2 =

)

Z2
98

=
3
cos β
cos 13 o 32

(

răng :

)

3

= 106

răng

Theo bảng 5.14 ta được:
=3,65 ;

= 3,6 ; m= 2mm

1,08 – 0,0695
;

= 1,08 – 0,0695 ln(2) = 1,03
=1 (

< 400 mm)


Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức:
=

216×

.

1 × 1,03 × 1 = 222,48

= 205,7×

.

(Mpa)

1 × 1,03 × 1 = 211,87

(Mpa)

Thay vào công thức
σ F1 =

2.126187 .1,718.0,581 .0,903.3,65
= 106,95
44,94.86 ,4.2

MPa < [
σ F2 =

δ F1


]

σ F 1 .Y F 2 106,95.3,6
=
= 105,5( Mpa ) < [σ F ] 2
YF1
3,65

-> độ bền uốn chấp nhận được
Trang 25

=