TRƯỜNG ĐẠI HỌC CNGTVT
KHOA CƠ KHÍ

CỘNG HỒ XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
Độc lập - Tự do - Hạnh phúc
---------------------------

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI NHƯ SƠ ĐỒ SAU:
ĐỀ SỐ:
PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ:
Sinh viên thực hiện : HOÀNG THANH TÂM
Lớp: 68DCCO22
Ngày giao:8/8/2019
Giáo viên hướng dẫn: YÊN VĂN THỰC

1


Chế độ làm việc: mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 300
ngày, tải trọng va đập nhẹ.
Nhiệm vụ thiết kế:
- 1 Bản thuyết minh A4
- 1 Bản vẽ lắp tổng thể khổ giấy A0
- Bảng các thơng số:
Thời gian
Phương Lực vịng trên Vận tốc băng Đường kính
Sai số v. tốc
phục
án
băng tải(N)

tải(m/s)
tang D(mm)
cho phép(%)
vụ(năm)
46
5500
1.1
420
5
5

Lời Nói Đầu
Đất nước ta đang trên con đường Cơng Nghiệp Hố - Hiện Đại Hố theo định
hướng XHCN trong đó ngành cơng nghiệp đang đóng một vai trị rất quan trọng.
Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao
động của con người. Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế địi hỏi
mỗi chúng ta phải tìm tịi nghiên cứu rất nhiều. Là sinh viên khoa: Cơ Khí em thấy
được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu từ thầy cơ.
Việc thiết kế đồ án hoặc hồn thành bài tập dài là một cơng việc rất quan trọng
trong q trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên nắm bắt và đúc kết được
những kiến thức cơ bản của môn học. Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học
cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính tốn và thiết kế các chi tiết máy có cơng
dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, ngun lý
hoạt động và phương pháp tính tốn thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận
dụng vào việc thiết kế máy, vì vậy Thiết Kế Đồ Án Môn Học Chi Tiết Máy là công
việc quan trọng và rất cần thiết.
Đề tài thiết kế của em được thầy: : Yên Văn Thực giao cho là thiết kế trạm dẫn
động băng tải. Với những kiến thức đã học trên lớp, các tài liệu tham khảo cùng
với sự giúp đỡ tận tình của thầy cơ giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các
bạn em đã hoàn thành được đồ án này.

2


Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều
nên đồ án của em khơng tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo
của các thầy, cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của em được hồn
thiện hơn cũng như kiến thức về mơn học này.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ mơn đã tận tình giúp đỡ em
đặc biệt là thầy n Văn Thực.

Tài Liệu Tham Khảo
[I].TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ – TẬP I
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục – 2005
[II]. TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ – TẬP II
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục – 2001
[III]. CHI TIẾT MÁY – TẬP 1, 2.
Nguyễn Trọng Hiệp - Nhà xuất bản Giáo dục - 2006
[IV]. TẬP BẢN VẼ CHI TIẾT MÁY
Nguyễn Bá Dương - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc Phong. Nhà
xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp - 1978

Đồ Án Mơn Học Chi Tiết Máy
Phần I: Tính tốn động học hệ dẫn động cơ khí

3


I.Chọn động cơ điện
1.1. Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo cơng thức:
Pct =

Trong đó: Pct _ công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
Pt _ cơng suất tính tốn trên trục máy cơng tác (kW)
 _ hiệu suất truyền động.
Plv =F.v/1000=5500.1,1/1000=6,05 (kW)
Do tải trọng thay đổi nên:
Pt = Ptd =
= = 4,99 (kW)
P1,P2,P3 _công suất tác dụng trong thời gian tương ứng t1,t2,t3
br1.br2.
Trong đó

4
ol.x.k

: ol là hiệu suất của ổ lăn
br

là hiệu suất bộ truyền bánh rang
x

là hiệu suấ của bộ truyển xích

kn

là hiệu suất của bộ truyền khớp nối

Tra bảng B(2.3)[1] ta có : ol = 0,99 , x =0,92 , k =1,

br1


=0,96 , br2 =0.97

br1.br2. 4ol.x.k= 0,97.0,96.0.994.0.92.1 = 0.82
Vậy:Pct= Pt/=4,99/0,82=6,09 (kW)

1.2. Xác định số vịng quay trên trục cơng tác:
nlv = = 50 (v/ph)
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
4


nsb = nlv .ut
Theo bảng (2.4)[1] ta chọn sơ bộ:
+ Tỉ số truyền xích: ux = 2,5
+ Tỉ số truyền bánh răng :
Hộp giảm tốc côn – trụ 2 cấp: u br = 11
ut = ux.ubr = 27,5
Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv.ut = 27,5.50=1375 (
Số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Chọn nđb = 1500

1.3. Chọn động cơ:
- Tra bảng ở phụ lục tài liệu p1.3 [1], động cơ thỏa mãn
+ nđb = nsb = 1500 (v/p)
+ Pđc ≥ Pct = 6,09 (kW)
- Ta được động cơ với thông số:
+ Ký hiệu động cơ : 4A132S4Y3
+ Pđc = 7.5 (kW)
+ nđc = 1455 (v/p)

+ cosϕ = 0,86

2. Phân phối tỉ số truyền:
- Xác định tỉ số truyền toàn bộ hệ thống :

5


u∑ = = = 29,1
mà u∑ = uh . ung
Với : uh_ tỉ số truyền của hộp giảm tốc
ung_ tỉ số truyền ngoài hộp
ung = uk . ux (ukn = 1)
Theo bảng 2.4,có ux = 2…5
=> ung = ux =2,5
uh = = = 11,64
- Tỉ số truyền trong hộp :
uh = u1 . u2
u1 _ tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn
u2 _ tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ
theo công thức thực nghiệm trong tài liệu [45]
lấy u2 1,32 . = 1,32 . = 2,99
=> u1 = = = 3,89
Vậy có kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là :
Bộ truyền xích : ux = 2,5
Bộ truyền bánh răng côn : u1 = 3,89
Bộ truyền bánh răng trụ : u2 = 2,99

3. Xác định các thông số động học và lực của các trục:
3.1. Tính tốn tốc độ quay của các trục:

6


- Trục động cơ: nđc = 1455 (v/p)
- Trục : nI = = = 1455 (v/p)
- Trục II: nII = = = 374,03 (v/p)
- Trục III: nIII = = = 125,09 (v/p)
- Trục IV: nIV = = = 50,04 (v/p)

3.2. Tính cơng suất trên các trục:
Gọi cơng suất trên các trục I,II,III,IV lần lượt là PI, PII, PIII, PIV:
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
Pđc = Pct = 6,09 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
PI = Pđc . ol . k = 6,09 . 0,99 . 1 = 6,03 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
PII = PI . br1 . ol = 6,03 . 0,96 . 0,99 = 5,73 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
PIII = PII .br2 . ol = 5,73 . 0,97 . 0,99 = 5,5 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục IV:
PIV = PIII . x . ol = 5,5. 0,92 . 0,99 = 5 (kW)

3.3. Tính mơ men xoắn trên các trục:
Gọi mô men xoắn trên các trục I,II,III,IV là TI ,TII ,TIII ,TIV :
- Trục động cơ:
Tđc = 9,55. = 9,55. =39972,1 (Nmm)

7



- Trục I: TI = 9,55 . = 9,55. = 39972,16 (Nmm)
- Trục II: TII = 9,55 . = 9,55 . = 146302,43 (Nmm)
- Trục III: TIII = 9,55 . = 9,55 . = 419897,67 (Nmm)
- Trục IV: TIV = 9,55 . = 9,55 . = 947420,63 (Nmm)

Thông số

Tốc độ quay ( v/ph)

Công suất ( kW)

Momen xoắn(Nmm)

1455

6,09

39972,1

Tỉ số truyền

Trục
Trục động cơ

1

Trục I

1455


6,03

39972,16
3,89

Trục II

374,03

5,73

146302,43
2,99

Trục III

125,09

5,5

419897,67
2,5

Trục IV

50,04

5

947420,63


8


II. : Thiết kế bộ truyền bánh răng
II.1: Bộ truyền bánh răng côn- răng thẳng cấp nhanh.
1. Chọn vật liệu:
Chọn loại vật liệu nào tùy thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn hay nhỏ, khả
năng công nghệ vào thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có u cầu
kích thước phải nhỏ gọn hay ko ? Đối với hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp chịu cơng
suất nhỏ, chỉ cần chọn vật liệu nhóm I. Vì nhóm I có độ răng HB , bánh răng được
thường hóa hoặc tơi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau
khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mịn.
*Bánh nhỏ ( bánh 1) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
+Đạt tới độ rắn HB = ( 241…285)
+ Giới hạn độ bền = 850MPa
+ Giới hạn chảy =580MPa
Chọn độ rắn bánh nhỏ =250
*Bánh lớn ( bánh 2 ) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
+Đạt tới độ rắn HB = (192…240)
+ Giới hạn độ bền = 750MPa
+ Giới hạn chảy =450MPa
Chọn độ rắn bánh lớn =240

2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [] và ứng suất uốn cho phép [] được xác định theo công
thức:
[] = . .. .


(2.1)

9


[] = . .. ..

(2.2)

Trong đó :
: hệ số xét đến độ nhám của bánh răng làm việc
: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất ;
hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ lấy: , (2.1) (2.2) trở thành :
[] = .

(2.1a)

[] = . .

(2.2a)

Trong đó: lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép, và ứng suất uốn cho phép với
chu kì cơ sở, trị số của chúng theo bảng (2.2) ;
Theo bảng 6.2, tập 1 với thép 45 tôi cải thiện với đạt độ rắn HB = (180…350).
; =1,1 ;

=1,8HB

; =1,75;

; hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc uốn và uốn
Thay số ta có kết quả :
= 2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa
= 2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa
= 1,8 = 1,8 . 250 = 450 MPa
= 1,8 = 1,8. 240 = 432 MPa
: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,
: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền , đưọc xác định theo các công thức sau :
10


=

(2.3)

=

(2.4)

ở đây :
, bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

;

= 6 khi độ rắn HB 350;

:

số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

=30

;

(2.5)
= 30. = 17067789
= 30. = 15474913

: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
= 4. đối với tất cả các loai thép
; số chu kì thay đổi ứng suất tương đương . khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:
= = N = 60.c.. ni.ti

C : số lần ăn khớp trong 1 vòng, C = 1
: số vòng quay bánh răng ở chế độ i
ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i
Thay số vào ta có kết quả:
= = N = 60.c.. ni.ti = 60 . 1 .(3204,8 + 2693016 + 349014,88) = 182714141
( giờ )
;
Tính tốn tương tự có kết quả :
;
Ta lấy:
11



=
và = khi đó có kết quả =1 và =1 ( đường cong mỏi gần đúng là đường
thẳng song song với trục hoành, tức là trên đoạn này giới hạn mỏi tiếp xúc và giới
hạn uốn ko thay đổi )
Từ cơng thức (2.1a) và (2.2a) ta có kết quả:
[] = = 518,181 MPa
[] = = 500 MPa
[] = = 257,14 MPa
[] = = 246,857 MPa
Với bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng , ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị
nhỏ hơn trong 2 giá trị của [] và [] . tức là [] = 500 MPa.
 ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
= 2,8
= 0,8
= 2,8 = 2,8.580= 1624 MPa
= 2,8 = 2,8.450 = 1260 MPa
= 0,8 = 0,8.580 = 464 MPa
= 0,8 = 0,8.450 = 360 MPa

3, Tính bộ truyền bánh răng côn .
Với tỉ số truyền u = 3,89 nên chọn bánh rang côn- thẳng để thuận lợi cho viêc
chế tạo sau này
a, Xác định chiều dài cơn ngồi :
chiều dài cơn ngồi của bánh răng cơn chủ động được xác định theo độ bền tiếp
xúc, công thức thiết kế có dạng :
.

(2.9)

12



= 0,5 hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại bánh răng . Với truyền
động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép
= 100 =0,5.100 = 50
hệ số kể đến sự phân bố ko đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng
côn , theo bảng ( 6,21);
hệ số chiều rộng vành răng ;
=

= 0,25…0,3

= 0,25 vì = 3,89 3.
Theo bảng (6.21) [ 43 , 57, 58 ,59] tập 1
= = 0,556
Theo bảng (6.21) [ 43 , 57, 58 ,59] tập 1, chọn
ổ bi, sơ đồ I, HB 350.

do trục bánh răng côn lắp trên

mô men xoắn trên trục bánh chủ động , = 39972,16 Nmm;
ứng suất tiếp xúc cho phép,
:
= 50.. = 126,5 (mm)
b,Xác định thông số ăn khớp
*số răng bánh nhỏ
= = = 62,99
Do đó theo bảng (6.22) [43, 57, 58,59], tìm được zlp =17 với HB350, zl =1,6 .zlp
=1,6.17= 27,2 Chọn z1 = 27 (răng)
*Đường kính trung bình và mơdun trung bình:

dml = (1-0,5Kbe)del= (1-0,5.0,25).62,99=55,12 (mm)
mtm= dml/z1= 55,12/27=2,04 (mm)
*Xác định mô đun:
Với bánh răng cơn- răng thẳng vịng ngồi được xác định theo công thức:
mte= mtm/(1 – 0,5Kbe) = 2,04/(1 -0,5.0,25) = 2,33 (mm)
13


Lấy mte=2,25 mtm=1,969 (mm) ; dm1= 53,163 (mm)
*Xác định số bánh răng lớn z2:
z2= u.z1 = 3,89.27= 105,03 (răng); chọn z2=105 (răng); do đó tỉ số truyền thực tế :
um= z2/z1= 105/27= 3,888
*Tính góc cơn chia: 1=arctg()= arctg(= 1425’
2

=90-1=7535’

-Chiều dài cơn ngồi thực:
Re=0,5mte. = 121,97 (mm)
C, Kiểm nghiệm răng về độ tiếp xúc:
Ứng xuất tiếp xúc trên bề mặt răng cơn phải thỏa mãn điều kiện:
=ZM.ZH.. [
Trong đó:
ZM- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. ZM=274 MP
ZH- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: x1+x2=0 ZH=1,76
- hệ số kể đến sự trừng khớp của răng bánh côn răng thẳng

)].1= 1,73
=0,87
KH- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH=

đồng thời, với bánh răng côn răng thẳng =1
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo cơng thức :
=1+
Trong đó: vH=
14


dm1- đường kính trung bình bánh cơn nhỏ, dm1 = 53,163 (mm)
v- vận tốc vịng, tính theo cơng thức:
v== 4,05 (m/s)
Theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 7:
vH = 0,006.47.4,05. = 9,34 (m/s)
b- chiều rộng vành răng; b= Kbe.Re= 0,25.121,97= 30,49 (mm); lấy b= 30,5(mm)
KKv= 1 + = 1,15
KH= 1,15.1,23.1= 1,41
= 392,35 Mpa
D, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ưngs suất sinh ra tại chân răng không được
vượt quá môt giá trị cho phép
[
Trong đó:
T1- momen xoắn trên bánh chủ động
mn- modun pháp trung bình ( với bánh răng cơn răng thẳng mn=mtm)
b- chiều rộng vành răng
dm1 – đường kính trung bình của bánh chủ động

Zvn1= = = 27,88
Zvn2= = = 421,73

Chọn bánh răng khơng dịch chỉnh ta có
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng , với là hệ số trùng khớp ngang, có
KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn
15


KF =

= 1,47

thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo cơng thức:
=1+
vF = .v. = 0,016.47.4,05. = 24,9
= 1 + = 1,36
= 1,47.1.1,36 = 1,999
Ta có:
= = 109,4 (MPa)
= 100,98 (MPa)
Ta thấy
Vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo
E, Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải: Kqt= có thể lấy Kqt=1,4
Trong đó:
T- mơmen xoắn danh nghĩa
Tmax – mơmen xoắn q tải
Vì vậy khi kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đạivà ứng
suất uốn cực đại
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng. Ta sử dụng công thức sau:

= .Kqt
16


Trong đó:
ứng suất tiếp xúc, = 392,35(MPa)
ứng suất uốn
- ứng suất uốn cực đại cho phép
- ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép
Thay các giá trị ta được:
392,35. = 464,23 (MPa)

Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải
F, Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cơn:
Chiều dài cơn ngồi: Re= 121,97 (mm)
Mơ đun vịng ngồi: mte = 2,25
Chiều rộng vành răng: b = 30,5 (mm)
Tỷ số truyền: um = 3,888
Góc nghiêng của răng:
Số răng của bánh : z1 = 27 ; z2 = 105
Hệ số dịch chỉnh: x1=x2=0
Đường kính chia ngoài: de1 = mte.z1 = 60,75 (mm)
de2 = mte.z2 = 236,25 (mm)
Góc cơn chia:
Chiều cao răng ngồi: he = 2.hte.mte + c = 2.cos().2,25 + 0,2.mte = 4,95 (mm)
Đường kính trung bình: dm1 = 53,163 (mm)
dm2 = ( 1 - ).de2 = 206,71 (mm)
17



Chiều cao đầu răng ngoài: hae1 = ( hte + xn1.cos ).mte
Trong đó xn1 = 2.(1 - = 0,35
 hae1 = ( 1+ 0,35.1).2,25 = 3,04 (mm)
 hae2 = 2.hte.mte – hae1 = 1,46 (mm)
Chiều cao chân răng ngoài: hfe1 = he – hae1 = 4,95 – 3,04 = 1,91 (mm)
hfe2 = he – hae2 = 4,95 – 1,46 = 3,49 (mm)
Đường kính đỉnh răng ngồi:
dae1 = de1 + 2.hae1.cos = 60,75 + 2.3,04.cos14 = 66,64 (mm)
dae2 = de2 + 2.hae2.cos + 2.1,46.cos75 = 236,98 (mm)

II.2Bộ truyền bánh rang trụ - răng nghiêng cấp chậm
1. Chọn vật liệu :
a.





Bánh nhỏ ( bánh 3 )
Thép 45 tôi cải thiện;
Đạt tới độ rắn HB = (241…285 )
Giới hạn bền = 850 MPa;
Giới hạn chảy = 580MPa;

Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB3 = 250;
b.





Bánh lớn ( bánh 4)
Thép 45 tôi cải thiện;
Đạt tới độ rắn HB = (192…240 )
Giới hạn bền = 750 MPa;

 Giới hạn chảy

= 450MPa

Chọn độ rắn bánh lớn : HB4 = 230MPa

2. Xác định ứng suất cho phép
18


Ứng suất tiếp xúc cho phép [] ứng suất uốn cho phép [] được xác định theo
công thức:
[] = . ....

(1)

[] = . ....

(2)

Trong đó :
: hệ số xét đến độ nhám của bánh răng làm việc;
: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng :

: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập chung ứng suất;

: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ lấy .. =1 và ..=1 do đó các cơng thức (1) và (2) trở thành :
[] =
[] =
Trong đó , cũng như trong (1) và (2):
và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu
kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng (6.2)
Theo bảng (6.2) với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350)
= 2HB + 70

;

= 1,1;

=1,8HB

;

= 1,75;

hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn:
19


= 2H + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa;
= 2H + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa;
= 1,8H = 1,8.250 = 450 MPa;
= 1,8H = 1,8.230 = 414 MPa;
: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải; = 1 khi đặt tải 1 phía (bộ truyền quay 1 chiều);
, : hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền được xác định theo công thức sau :

=
=
,: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn;
= = 6 khi độ rắn HB ≤ 350;
:số chu kỳ ứng suất co sở khi thử về tiếp xúc;
= 30
= 30. = 17067789; = 30. = 13972305;
:số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
=4. đối với tất cả các loại thép
, : số chu kỳ ứng suất thay đổi tương đương;
Khi bộ truyền tải trọng tĩnh:
= N = 60.c.. ni.ti
20


C :số lần ăn khớp trong 1 vòng ; C= 1;
ni : số vòng quay làm việc ở chế độ i ;
: số giờ làm việc ở chế độ i ;
 = N = 60.c.. ni.ti = 60.1.(1071,8 + 900648 +116723,98) = 61106626,8
 = N = 60.c.. ni.ti = 60.1.(428,76 + 360288 +46693,32) = 24444604,8
 ;
Và : ;
 Nên ta chọn

; ; do đó = = 1;

2.1 Sơ bộ về ứng suất tiếp xúc cho phép :
Ứng suất tiếp xúc cho phép :

[] =
Bánh nhỏ :

[] = = 518,18;

Bánh lớn :

[] = = 481,818;

Ta có :

[] < 1,25.
[] = = = 499,999(MPa);
1,25. = 1,25.481,818 = 602,2725(MPa)
thỏa mãn điều kiện;

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
21


= 2,8.
= 2,8.580= 1624(MPa);
= 2,8.450= 1260(MPa);

2.2 Sơ bộ về ứng suất uốn cho phép :
Ứng suất uốn cho phép :
[] =
[] = = 257,14(MPa);
[] = = 236,57(MPa);
Ứng suất cho phép khi quá tải :

= 0,8.
= 0,8.580 = 464 (MPa);
= 0,8.450 = 360(MPa);

3 Các thông số cơ bản :
3.1 Xác định khoảng cách trục và đường kính vịng lăn bánh nhỏ
a, Xác định khoảng cách trục:
= .(+1).
Trong đó :
: Tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục; (chọn =0,3-b6.6);
= hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng-= 43 ;

22


= Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc;
a có : =0,53..( +1)
=0,53.0,3.(2,99+1)=0,63441;
Tra bảng 6.7 ta có = 1,03;
 = 43.(2,99+1). = 150,28 (mm);
chon =150(mm);
b, Xác định đường kính vịng lăn bánh nhỏ:
dw3 = Kd.
Trong đó:
Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.Theo bảng 6.5 có kết quả
Kd = 67,5 MP
 dw3 = 67,5 = 73,06 (mm)

3.2 Xác định các thông số ăn khớp :

a, Xác định mô đun
Mô đun m = aw.(0,01…0,02) = 150.(0,01…0,02) = (1,5..3);
Tra bảng 6.8 ta chọn modun tiêu chuẩn m = 2;
Chiều rộng vành răng : bw = aw.= 150.0,3 = 45(mm);
b,Xác định số răng Z3 Z4 góc nghiêng hệ số dịch chỉnh x :
Chọn sơ bộ = 10
z3 = = = 37,02  chọn z3 = 37 (răng);
23


z4 = u2.z3 = 2,99.37 = 110,63  chon z4 = 110 (răng);
Góc nghiêng thực :

góc profin gốc
góc profin răng :
= 20
Góc ăn khớp 20;
-Tính lại số răng bánh nhỏ và bánh lớn:
z3 = = = 36,84 ; chọn z3 = 37
z4 = u2.z3 = 2,99.37 = 110,63 ; chọn z4 = 110
-Tỷ số truyền thực tế:
um = = 2,97
-Khoảng cách trục thực tế:
aw = = = 149,99 ; lấy aw = 150
Đường kính vịng chia thực:
d3 = m. = 2. = 75,51(mm);
d4 = m. = 2. = 224,49 (mm);
Đường kính vịng lăn thực :
dw3 =
dw4 = um.dw3 = 75,57.2,97 = 224,44 (mm);

Hệ số trùng khớp ngang :
) ].cos = [1,88 – 3,2.( = 1,65;
Hệ số trùng khớp dọc :
= 1,43;

4, Kiểm nghiệm răng :
4.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc :
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền thỏa mãn điều kiện :
[
24


Trong đó :
ZM :: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
tra bảng 6.5 ZM = 274 MPa1/3;
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
ZH =
: là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tg = ;
tg = cos (20) .tg(11) = 0,19 ;
= 10
ZH = = 1,74
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Với nên ta có = = 0,78;
KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
KH =
Trong đó :
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp ;
Vận tốc vòng bánh nhỏ :
v = = 1,48 < 4;

Tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác của bánh răng là 9;
Tra bảng 6.14 ta được = 1,13;
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
Tra bảng 6.7 ta được = 1,03 với sơ đồ 5;
: hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp :
Theo bảng P2.3 : với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng , có độ rắn
HB<350, cấp chính xác 9, vận tốc vịng v= 0,95 (m/s) ta chọn = 1,01
KH = 1,03.1,13.1,01 = 1,18
 274.1,74.0,78. = 498,35(MPa);
* Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép :
[] = [].Zv.ZR.KxH
Trong đó :
[] = 499,995(MPa);
Với v = 1,48(m/s) < 5(m/s) lấy Zv = 1
Đường kính vịng đỉnh da < 700 (mm) lấy KxH = 1;
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8
 lấy ZR = 1;
[]CX = 499,995.1.1.1 = 499,995(MPa);
25