Thuyết minh đồ án môn
học chi tiết máy Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

1
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

I. Chọn động cơ điện
1. Chọn kiểu, loại động cơ
Đây là trạm dẫn động băng tải nên ta chọn động cơ: 3 pha không đồng bộ roto
lồng sóc, do nó có nhiều ưu điểm cơ bản sau:
- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp.
- Dễ bảo quản và làm việc tin cậy.
2. Chọn công suất động cơ
Công suất của độ
ng cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho khi động
cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, điều kiện sau phải
thoả mãn:

P
- công suất làm việc danh nghĩa trên trục
động cơ

ct
lv
P
- Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:
33
.
4750.0,65
3,0875
10 10
ct
t
lv
FV
P == =
(KW)
F
t
– lực vòng trên trục công tác (N);
V – vận tốc vòng của băng tải (m/s).

η
Σ
- hiệu suất chung của toàn hệ thống.
Theo bảng 2.3: Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ (tài liệu: Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 – Trịnh Chất & Lê Văn Uyển – NXB Giáo
Dục) [I] ta chọn:

Σ
== =

P
P
t
Sơ đồ tải trọng
K
b
d
= 1,5
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
2
Suy ra, công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ:
3,0875
3,7515
0,8230
ct
dc
lv
lv
P
P
η
∑
== =
(KW)
Vậy suy ra:
3,7515
dc dc

82,8025
3,14.150
ct
V
n
D
π
== =
(v/ph)
Trong đó: D - đường kính tang dẫn của băng tải (mm)
V - vận tốc vòng của băng tải (m/s)
Tỉ số truyển nên dùng của cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỉ số truyền nên
dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp.

.
XCT
nd nd nd
UUU
−
∑
=
= (1,5 ÷ 5).(8 ÷ 31,5) = 12 ÷ 157,5
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ: n
đb
= 1500 (v/ph).
Suy ra:
1500
18,1154
82,8025
sb

điều kiện trên.
Căn cứ vào những điều kiện trên tra bảng phụ lục P1.1; P1.2: P1.3: Các thông số
kỹ thuật của động cơ, ta chọn động cơ 4A100L4Y3. Bảng các thông số kỹ thuật của
động cơ này.

5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều ki
ện quá tải cho động cơ
a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Kiểu động
cơ
Công
suất KW
Vận tốc
quay
(v/ph)
Cos
%
η

max
dn
T
T

k
dn
T

k
mm
dn
T
K
T
=
- Hệ số mở máy của động cơ
P
bd
dc
– Công suất ban đầu trên trục động cơ
K
bd
– Hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng)
Từ các công thức trên ta tính được:

2.48
dc dc dc
k
mm mm dm dm
dn
T
P
KP P KW
T
====. 3,7515.1,5 5,6273

ct
- số vòng quay của trục công tác (v/ph)
Ta có:

ng h x h
uuuuu
Σ
==

Với: u
ng
– tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp
u
h
– tỉ số truyền của hộp giảm tốc u
h
= u
1
.u
2

u
1
, u
2
– tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm
1. Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp
Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp.
h
ng
n
u
n
∑
== =

2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
u
h
= u
1
.u
2
Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp, để nhận được chiều cao hộp giảm
tốc nhỏ nhất có thể tra tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp nhanh u
1
theo đồ thị: Hình
3.21 [I], tương đương với việc tính theo công thức:

 Tỉ số truyền của cập chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ)
2
3
2
2
.
1, 073
(1 0, 5 )
ba h

=
, ta có:

3
3
2
1,32 1,32 8,5746 2,7018
h
uu≈= =

 Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn)
1
2
11,4328
4,2315
2,7018
h
u
u
u
== =III. Xác định các thông số trên các trục
1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph)
- Tốc độ quay của trục I:
1420
1420
1
dc

(v/ph)
- Tốc độ quay của trục IV:
124,2040
82,8027
1, 5
III
IV
x
n
n
u
== =
(v/ph) 2. Tính công suất trên các trục (KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
()
3,7515
ct
dc
lv
lv
P
PKW
η
Σ
==

- Công suất danh nghĩa trên trục I:

. . 3,3896.0,92.0,99 3,0872
IV III III IV ol
PP
η
η
−
== =
(KW)

3. Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm)
- Mômen xoắn trên trục động cơ:

6
6
9,55.10 .
9,55.10 .3,7515
25230,1585
1420
dc
dc
dc
P
T
n
== =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục I:

66
9,55.10 .

9,55.10 .
9,55.10 .3,3896
260625,1006
124,2040
III
III
III
P
T
n
== =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục IV:

6
6
9,55.10 .
9,55.10 .3,0872
356060,3700
82,8027
IV
IV
IV
P
T
n
== =
(Nmm)
Trục II 335,5745 3,5298 100453,3718
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
6
2,7018
Trục III 124,2040 3,3896 260625,1006
1,5
Trục IV 82,8027 3,0872 356060,3700
(MPa)
Giới hạn chảy
ch
σ
(MPa)
Bánh nhỏ
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 241…285 850 580
Bánh lớn
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 192…240 750 450
• Cặp bánh răng trụ:

Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn
Giới hạn bền
b
σ
(MPa)
Giới hạn chảy
ch
σ
(MPa)
Bánh nhỏ
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 192…240 750 450
Bánh lớn
Thép 45

R S XF FC FL
F
YZK K K
S
σ
σ
=
(2)
Trong đó:
Z
R
– Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc.
Z
V
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
XH
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Y
S
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
K
XF
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Chọn sơ bộ:
1
RV XH

K
K
S
σ
σ
=
(4)
Trong đó:

0
lim
H
σ
và
0
lim
F
σ
: lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở.
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
8
Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là
thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên:

0
lim
270
H
HB

σ
===
(MPa)
Bánh lớn:
0
lim 2 2
2 70 2.230 70 530
H
HB
σ
=+=+=
(MPa)

0
lim 2 2
1, 8 1, 8.230 414
F
HB
σ
===
(MPa)
- Trong bộ truyền bánh răng trụ:
Bánh nhỏ:
0
lim3 3
2 70 2.215 70 500
H
HB
σ
=+=+=

: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.
Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)
> K
FC
= 1
 K
HL,FL
: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng, được xác định theo công thức sau:

H
HO
m
HL
HE
N
K
N
=
(5) ;
F
F
O
m
FL
F
E
N
K
N

2
=230, khi đó:
N
HO1
= 30.245
2,4
= 1,63.10
7

N
HO2
= 30.230
2,4
= 1,39.10
7

- Bộ truyền bánh răng trụ:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB
3
= 215 ; bánh lớn HB
4
= 200, khi đó:
N
HO3
= 30.215
2,4
= 1,19.10
7

N

Σ
lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Ta có: c=1

41
7.365. .24. 16352
53
th
Σ
==

- Trong bộ truyền bánh răng côn:
Bánh nhỏ có: n
1
= 1420 (v/ph) nên:
9
11
60.1.1420.16352 1,39.10
HE FE
NN== =

Bánh lớn có: n
2
= 335,5745 (v/ph) nên:
9
22
60.1.335,5745.16352 0,33.10
HE FE
NN== =

> lấy
11HE HO
NN
=

Vậy từ (5)
> K
HL1
= 1.

96
11
1,39.10 4.10
FE FO
NN=>=
> lấy
11FE FO
NN
=

Vậy từ (6)
> K
FL1
= 1.

77
22
33.10 1,39.10
HE HO
NN=>=

33.10 1,19.10
HE HO
NN=>=
> lấy
33HE HO
NN
=

Vậy từ (5)
> K
HL3
= 1.

76
33
33.10 4.10
FE FO
NN=>=
> lấy
33
F
EFO
NN
=

Vậy từ (6)
> K
FL3
= 1.


= 1.
 S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với
vật liệu đã chọn thì: S
H
= 1,1; S
F
= 1,75

Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
10
Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.

- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):

lim1
11
560
[ ] .1 509,09
1,1
o
H
HHL
H
K
S
σ

S
σ
σ
===
(MPa)

lim 2
22
414
[ ] .1.1 236,57
1, 75
o
F
FFCFL
F
KK
S
σ
σ
===
(MPa)
Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. Dù bánh răng
côn răng thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn
song năng suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp.
Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[
]
[
]
2

m
σσ
== =
(MPa)

[
]
22
ax
0,8 0,8.450 360
Fch
m
σσ
===
(MPa)

- Bộ truyền bánh răng trụ (cấp chậm):

lim3
33
500
[] .1454,55
1,1
o
H
HHL
H
K
S
σ

S
σ
σ
===
(MPa)

lim 4
44
360
[ ] .1.1 205,71
1, 75
o
F
FFCFL
F
KK
S
σ
σ
===
(MPa)
Với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng nghiêng, thi:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép là:

[][]
34
454,55 427,27
[]' 440,91
22
HH

== =
(Mpa)
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[]
33
ax
0,8 0,8.450 360
Fch
m
σσ
== =
(MPa)

[]
44
ax
0,8 0,8.340 272
Fch
m
σσ
===
(MPa)

3. Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh)
a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định theo độ bền
tiếp xúc)

[]
1

> K
R
= 0,5K
d
= 0,5.100 MPa
1/3
= 50 MPa
1/3

-
H
K
β
- Hệ số kể đến sự phận bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
bánh răng côn.
- K
be
– Hệ số chiều rộng vành răng.

0,25 0,3
be
e
b
K
R
==

Trong các bước tính ở trên ta đã chọn K
be
= 0,3

[
]
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
[
]
481,82
H
σ
=
(MPa)
Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:

2
3
2
24977,9577.1,3
50 4,2315 1. 117,38
(1 0,3).0,3.4,2315.481,82
e
Rmm=+ =
−

b)Xác định các thông số ăn khớp
Khi xác định môđun và số răng cần chú ý:
- Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương
đương với bánh răng côn:
1min
17

Ta có:
[]
1
3
1
2
1
.
.
(1 ). . .
H
ed
be be H
TK
dK
KKu
β
σ
=
−
(8)
Theo (7) ⇒
1
22 2
11
.2
2.117,38
54
.1 14,23151
de e

)d
e1
(9)
= (1 - 0,5.0,3).54 = 45,9 (mm)
Môđun trung bình:
1
1
m
tm
d
m
Z
=
(10)
⇒
45,9
1, 77
26
tm
m ==
(mm)
 Xác định môđun
Môđun vòng ngoài, bánh răng côn răng thẳng theo công thức (6.56), [I] ta có:

1, 77
2,08
10,5 105.0,3
tm
te
be

d
Z
m
== =
. Vậy Z
1
= 27 răng.
 Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia
- Số răng bánh lớn: Z
2
= u
1
.Z
1
= 4,2315.27 = 114,25. Lấy Z
2
= 114 răng.
⇒ Tỉ số truyền thực tế:
2
1
114
4, 22
27
Z
u
Z
== =

- Góc côn chia:
1

Chiều dài côn ngoài:

22 2 2
12
R 0,5. . 0,5.2. 27 114 117,15
ete
mZZ=+=+=
(mm)
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
13

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện
sau:
[]
2
11
2
11
2. 1
.
0,85. .
H
H
MH H
m
TK u
ZZZ
bd u
ε

-
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Vì ở đây thiết kế bánh răng côn răng thẳng, nên theo công thức 6.59a [I], ta
có:
4
3
Z
α
ε
ε
−
=

Với:
α
ε
: Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau:

0
12
11 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os0 1,73
27 114
m
cc
ZZ
α
εβ

KKK
βα
=

Trong đó:
+)
H
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
Theo phần trên
1, 3
H
K
β
=

+)
H
K
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
H
K
α
=

du
vgv
u
δ
+
=

Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
14
Với: d
m1
– đường kính trung bình của bánh côn nhỏ
d
m1
= 45,9 (mm)
v – vận tốc vòng bánh côn nhỏ

11
33
.
3,14.45,9.1420
3, 41
60.10 60.10
m
dn
v
π
== =
m/s
Theo bảng 6.13, [I], do v =3,41 m/s < 4, nên ta chọn cấp chính xác 8.

e
= 0,3.117,15 = 35,15 (mm)
⇒
8, 63.35,15.45, 9
11,21
2.24977,9577.1,3.1
HV
K =+ =

⇒
. . 1, 3.1.1, 21 1, 573
HHHHV
KKKK
βα
===

Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (11) ta có:

2
2
2.24977,9577.1,573 4,22 1
274.1,76.0,87. 474,81
0,85.35,15.45,9 .4,22
H
σ
+
==
(MPa)
¾ Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc
Theo các công thức (1) và (3) ta có:

.Z
2
= 2.114 = 228 (mm)
os 1
te m
hc
β
==
(mm)

()
(
)
11
. os 1 0,35.1 .2 2,7
ae te m te
hhxc m
β
=+ =+ =
(mm)

21
2. . 2.1.2 2,7 1,3
ae te te ae
hhmh=−=−=
(mm)

22
76,68 os 0,23
o

[
]
H
cx
σ
là:

[]
[]
474,81 457,729
% .100% .100% 3,73% 4%
457,729
HH
cx
H
cx
σσ
σ
σ
−
−
Δ= = = <

Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
15
Như vậy
H
σ
>
[

Khi đó ứng suất sinh ra trên mặt răng bánh răng lúc này là:

cu
moi cu
moi
35,15
. 474,81. 456,66
38
HH
b
b
σσ
== =
(MPa)
Vậy
456,66
H
σ
=
MPa <
[
]
457,729
H
cx
σ
=
MPa nên bộ truyền đảm bảo về
tiếp xúc.


σσ σ
=≤
(13)
Trong đó:
- b: chiều rộng vành răng (mm)
- m
tm
: môđun trung bình (mm)
- d
m1
: đường kính trung bình của bánh răng chủ động (mm)
-
Y
β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với răng thẳng
1Y
β
=

-
1
F
Y
,
2
F
Y
: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Với bánh răng côn răng thẳng, thì số răng tương đương được tính theo các công


Với x
1
= 0,35 và x
2
= - 0,35
Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 ta được
1
2
3, 5
3, 63
F
F
Y
Y
=
⎧
⎨
=
⎩

- K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn

FFFFV
K
KKK
βα
=

==
−−

Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có ⇒
1, 7
F
K
β
=

+)
F
K
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
F
K
α
=

+)
H
V
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Ta có:
1

Theo bảng 6.16, [I], ta có g
o
= 56

F
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Theo bảng 6.15, [I], ta có
0,016
F
δ
=

v = 3,41 m/s
⇒
()
45,9. 4,22 1
0,016.56.3,41. 25,02
4,22
F
v
+
==1
1
23,02.38.45,9
11 1,47
2 2.24977,9577.1,7.1

ε
α
ε
== =

Ta thay các giá trị vừa tính được vào công thức (12) và (13) ta được:

1
2.24977,9577.2,5.0,58.1.3,5
100,6
0,85.38.1,7.45,9
F
σ
==
(MPa)

2
21
1
3,63
100,6. 104,34
3,5
F
FF
F
Y
Y
σσ
== =
(MPa)

1
252
F
σ
=
(MPa)

[
]
2
236,57
F
σ
=
(MPa)
Vậy:
[][]
11
. . . 252.1.1,04.1 262,08
FFRSXF
cx
YYK
σσ
===
(MPa)

[][]
22
. . . 236,57.1.1,04.1 246,03
FFRSXF

2
246,03
F
cx
σ
=
(MPa)
Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…)
với hệ số quá tải K
qt
= T
max
/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, T
max
là mômen
xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực
đại và ứng suất uốn cực đại.
Ta có: K
qt
= K
bđ
= 1,5
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
maxH
σ

không được vượt quá một giá trị cho phép:

tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị
cho phép:

[
]
max
max
FFqtF
K
σσ σ
=≤
(15)
Ta có:
1max 1
100,6.1,5 150,9
FFqt
K
σ
σ
== =
(MPa)

2max 2
104,34.1,5 156,51
FFqt
K
σ
σ
== =
(MPa)

]
2max 2
ax
FF
m
σσ
<

Vậy các điều kiện (14) và (15) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn
các yêu cầu về quá tải.

f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn
Chiều dài côn ngoài R
e
= 117,15 mm
Môđun vòng ngoài m
te
= 2 mm
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
18
Chiều rộng vành răng b = 38 mm
Tỉ số truyền u = 4,22
Góc nghiêng của răng β = 0
Số răng bánh răng Z
1
= 27 Z
2
= 114
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x
1

= 2,7 mm
h
ae2
= 1,3 mm
Chiều cao chân răng ngoài h
fe1
= 1,7 mm
h
fe2
= 3,1 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài d
ae1
= 59,25 mm
d
ae2
= 228,6 mm 4. Tính toán truyền động bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm)
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục a
w

Nó được tính theo công thức:


2
= 100453,3718 (Nmm)
-
[
]
'
H
σ
: Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa

[
]
'440,91
H
σ
=
(MPa)
- u
2
: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
u
2
= 2,7018
- b
w
: Chiều rộng vành răng
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
19
-
w

răng khi tính về tiếp xúc.
Giá trị của
H
K
β
phụ thuộc vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số
bd
ψ
, được
tra trong bảng 6.7, [I]:
Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7, [I])
0,59
bd
ψ
=
và H
3
, H
4
< HB 350 nên theo bảng 6.7, [I] ta tra được:
1, 03
H
K
β
=
và
1, 08
F
K
β

Giữa khoảng cách trục a
w
, số răng bánh nhỏ Z
3
, số răng bánh lớn Z
4
, góc
nghiêng β của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo
công thức

(
)
34
w
2cos
n
mZ Z
a
β
+
=
(17)
Sơ bộ chọn góc nghiêng β, với răng nghiêng thì β = 8 … 20
0
.
- Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 10
0
, từ công thức (17) ta tính số răng bánh nhỏ:

()()

4
2
3
100
2,7
37
Z
u
Z
== =

Từ công thức (17) ta tính lại góc nghiêng
β
:
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
20

()
(
)
34
w
2 37 100
os 0,98
2 2.140
n
mZ Z
c
a
β

(18)
Trong đó:
Z
M
– hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn
Z
M
= 274 MPa
1/3
.
Z
H
– hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

w
2cos
sin 2
b
H
t
Z
β
α
=
(19)
Ở đây:
b
β
- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

arctg ctg
c
α
αα
β
⎛⎞
== = =
⎜⎟
⎝⎠

(trong đó theo TCVN 1065-71 thì góc prôfin gốc α = 20
0
)

w
os os20,37 0,937
sin 2 sin 40,74 0,653
o
t
o
t
cc
α
α
⎧
==
⎪
⇒
⎨
==


Z
ε
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Ta có:
b
ε
- hệ số trùng khớp dọc, được tính theo công thức sau:

w
.sin
b
n
b
m
β
ε
π
=

Với
w2w
. 0,3.140 42
ba
ba mm
ψ
===

42sin11,48
1, 33

11 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os11,48 1,73
37 100
cc
ZZ
α
εβ
⎡⎤
⎛⎞
⎡⎤
⎛⎞
=− + =− + =
⎢⎥
⎜⎟
⎜⎟
⎢⎥
⎝⎠
⎣⎦
⎝⎠
⎣⎦

Vậy
11
0,76
1, 73
Z
ε
α
ε
== =

được tra trong bảng
6.14, [I]. Để tra được giá trị của
H
K
α
và
H
V
K
ta phải tính vận tốc vòng của bánh răng
chủ động, sau đó chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, từ trị số của cấp chính xác ta
tra các hệ số trên.
Ta có:
w3 2
3
60.10
dn
v
π
=

Với d
w3
là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức sau:

w
w3
2
2
2.140

K
α
=

- Tính K
HV
: Trị số của K
HV
được tính theo công thức sau:

ww3
2
1
2
H
HV
HH
vbd
K
TK K
β
α
=+

Trong đó:
w
2

HHo
a

Vậy
w
2
140
. . . 0,002.73.1,33. 1,4
2,7
HHo
a
vgv
u
δ
== =

Suy ra:
w3
2
1,4.42.75,68
11 1,019
2 2.100453,3718.1,03.1,13
Hw
HV
HH
vbd
K
TK K
βα
=+ =+ =

Từ đó
. . 1, 03.1,13.1, 019 1,19

=

-
Do vận tốc vòng: v = 1,33 m/s < 5 m/s ⇒ Z
V
= 1
-
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,
khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
= 2,5 … 1,25 μm (tra bảng 21.3 II)
⇒ Z
R
= 0,95
-
Ta có:
Đường kính chia bánh lớn:
4
4
2.100
204,08
os os11,48
n
o
mZ
d
cc
β
== =
(mm)

cx
σ
là:

[]
[]
421,4 418,86
% .100% .100%0,6%4%
418,86
HH
cx
H
cx
σσ
σ
σ
−
−
Δ= = = <

Như vậy
H
σ
>
[
]
H
cx
σ
với chênh lệch khá nhỏ là 0,6% nên có thể giữ nguyên các

w
= 43 mm = b
w4

⇒ b
w3
= b
w4
+ (5 ÷ 10) mm. Vậy ta lấy b
w3
= 50 mm.
Khi đó ứng suất sinh ra trên mặt răng bánh răng lúc này là:

w cu
moi cu
w moi
42
. 421,4. 416,47
43
HH
b
b
σσ
===
(MPa)
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
23
Vậy
416,47
H

(20)

[]
4
43 4
3
F
FF F
F
Y
Y
σσ σ
=≤
(21)
Trong đó:
b
w
- chiều rộng vành răng b
w
= 43 mm
m
n
- môđun pháp m
n
= 2 mm
d
w3
- đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động d
w3
= 75,68 mm
3
F
Y
,
4
F
Y
- hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4
Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tương đương Z
v3
và Z
v4
và hệ số dịch
chỉnh, tra trong bảng 6.18, [I]. Ở đây x
3
= x
4
= 0
Ta có:
3
3
33
37
39,31
os os 11, 48
V
o
Z

Y
=

K
F
- hệ số tải trọng khi tính về uốn

FFFFV
K
KKK
βα
=

Với:
1, 37
F
K
α
=
(đã tra ở phần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc)

1, 08
F
K
β
=
(đã tra ở phần đầu)

ww3
2

= 2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng
6.16, [I] ta được g
o
= 73

F
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB
4
< 350 HB và dạng răng là răng
nghiêng nên:
0,006
F
δ
=

v = 1,33 m/s
Vậy
w
2
140
. . . 0,006.73.1,33 4,19
2,7
FFo
a
vgv
u
δ
== =

94,26 91,71
3,7
F
FF
F
Y
Y
σσ
== =
(MPa)

 Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn
Từ các công thức (2) và (4) ta có:

[
]
[
]

FFRSXF
cx
YYK
σσ
=

Trong đó: Y
R
= 1 (Theo tài liệu [I])
Y
S

FFRSXF
cx
YYK
σσ
===
(MPa)

[][]
44
. . . 205,71.1.1,03.1 211,88
FFRSXF
cx
YYK
σσ
===
(MPa)
Ta có:
3
94,26
F
σ
=
(MPa) <
[
]
3
227,77
F
cx
σ

đại và ứng suất uốn cực đại.
Ta có: K
qt
= K
bđ
= 1,5