Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế sản phẩm với Cad là môn học mới được đưa vào giảng dạy
nhằm hướng dẫn sinh viên các phần mềm Cad, mà chủ yếu giới thiệu cách
thức ứng dụng CAD để thiết kế các sản phẩm cơ khí.

Đồ án môn học là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm.Đồ
án yêu cầu những kiến thức về nguyên lý máy, chi tiết máy, sức bền…để có
thể thực hiện tính toán, lựa chọn các chi tiết, kết cấu phù hợp.Và kết hợp với
phần mềm thiết kế (Inventer) xây dựng cấu trúc 3D và mô phỏng hoạt động
và nguyên lý tháo lắp của cơ cấu cần tính toán (Hộp giảm tốc).

Đây là đồ án quan trọng của sinh viên nghành cơ khí chế tạo máy.Đồ án
giúp sinh viên hiểu sâu hơn về cấu tạo, nguyên lý hoạt động,phương pháp
tính toán thiết kế các chi tiết và biết cách ứng dụng phần mềm thiết kế vào
công việc thiết kế để phục vụ cho công việc thiết kế máy sau này.

Được sự chỉ bảo và giúp đỡ tận tình của Ths.Nguyễn Thị thanh Nga và
Thầy Lê Xuân Hưng, đề tài ‘Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục” của nhóm
chúng em đã được hoàn thành.Chúng em xin chân thành cảm ơn!

Tuy nhiên trong quá trình tính toán thiết kế khong thể tránh khỏi
những sai sót, chúng em rất mong dược sự chỉ bảo và đóng ghóp của thầy
cô và các bạn!

Nhóm sinh viên:


đồng bộ gồm hai kiểu : rôto dây cuốn và rôto lồng sóc . Động cơ ba pha
không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi
nhỏ ( khoảng 5) , có dòng điện mở máy thấp nhưng cos thấp ,giá thành đắt
, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra
vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt . Động cơ ba
pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản , giá thành
hạ , dễ bảo quản , có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi
dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng
bộ , không điều chỉnh được vận tốc .
Từ những ưu , nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta và
được sự chỉ dẫn của thầy cô , em đã chọn Động cơ ba pha không đồng bộ rôto
lồng sóc.

1.2 . Tính chọn công suất và số vòng quay của động cơ:
Động cơ được chọn phải có công suất định mức P
đm
đc
và số vòng quay đồng
bộ thoả mãn điều kiện :
P
đm
đc
 P
ct
đc

Trường hợp tải không đổi : công suất tính toán là công suất làm việc trên trục
máy công tác được xác định theo công thức :
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD


ct
PTrong đó : P
ct
đc
là công suất cần thiết trên trục động cơ
P
lv
là công suất làm việc trên trục máy công tác

 
KW
vF
P
t
lv
47,1
1000
98,0.1500
1000
.
 

: là hiệu suất của hệ thống 


=0.922
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là :
 
KWP
dc
ct
595,1
922,0
47,1


1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : n
đb

Chọn n
đb
phải thoả mãn điều kiện :

Với: u
nd
: Tỷ số truyền nên dùng
Ta có: u
nd
= (8  40 ) tra bảng
n
ct
: số vòng quay trên trục công tác

(v/ph)
Côngsuất
(kw)
Cos
T
max
/T
dn

T
k
/T
dn

4A112MA8Y3
705
2,2
0,71
2.2
1,8
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

4

1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy , điều kiện quá tải cho động cơ:
a . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ :
Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắng sức
ỳ của hệ thống . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:
(*)PP
dc

dc
cbd
: là công suất cản ban đầu trên trục động cơ
P
dc
cb d
= K
bd
.P
dc
ct
= 1,57.1,595 = 2,5 (kw)
Vậy điều kiện (*) thoả mãn.
b . Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ :
Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra điều kiện quá tải
cho động cơ vì trong suốt quá trình làm việc tải trọng không thể lớn hơn được
công suất cho phép .

II . PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :
Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống :
56,12
12,56
705


ct
dc
n
n
u

1
: tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh
u
2
: tỷ số truyền bộ truyền cấp chậm.
2.1 . Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
Vì không có bộ truyền ngoài nên U
ng
=1 và khi đó u
h
= u


Vì là hộp giảm tốc bánh răng đồng trục nên : a
w1
= a
w2

Do đó chọn :
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

581,65,256,12.033,0)4,056,12.9,7.()
2,1
1
.(34,1
5,2.033,0)4,0.9,7.().(34,1
43,047,0

705
1
705

kn
dc
u
n
(v/ph) (u
kn
= 1)
Tốc độ quay của trục II : n
II
=
81,6
705
1

u
n
I
= 103,52 (v/ph)
Tốc độ quay của trục III : n
III
=
26,56
84,1
52,103
2


Ô
= 1,595. 1 . 0,99 = 1.579 (kw)
Công suất trên trục II :
P
II
= P
I
.
BRN
.
Ô
= 1,579.0,98.0,99=1.532(kw)
Công suất trên trục III :
P
III
= P
II
. 
BRC
.
Ô
=1,532. 0,98 . 0,99 = 1,486 (kw)
Công suất trên trục IV :
P
IV
= P
III
.
Ô
= 1,397 . 0,99 = 1.471 (kw)

Trục I : T
I
= 9,55 . 10
6
.
705
579,1
= 21389,29 (N.mm)
Trục II : T
II
= 9,55 . 10
6
.
52,103
532,1
= 141331,14 (N.mm)
Trục III : T
III
= 9,55 . 10
6
.
26,56
486,1
= 249189,48 (N.mm)
Trục IV : T
IV
= 9,55 . 10
6
.
26,56

Trục III
56,26
1,486
249189,48
1
Trục IV
56,26
1,471
249698,72
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

7

PHẦN II
A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
1.1 . Chọn vật liệu :
Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là thép
nhóm I có độ rắn HB<350 . Khi đó Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải
thiện. Vì độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác, đồng thời bộ truyền có
khả năng chạy mòn cao.
Cụ thể, tra Bảng 6.1 ta chọn :
Loại bánh
răng
Nhãn hiệu
thép
Nhiệt
luyện
Độ rắn

Công thức:
 
HLxHVR
H
o
limH
H
KKZZ.
S
σ
σ  
FLFCxFSR
F
o
limF
F
KKKYY.
S
σ
σ 

Với :
Z
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
V



1KYY
1KZZ
xFSR
xHVR

Công thức (2.1) sẽ là:
 
HL
H
o
limH
H
K.
S
σ
σ 

(2.1)
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

8 
FLFC
F
o
limF

F
S
=1,75
chọn độ rắn bánh răng nhỏ :
3
HB
=245
chọn độ rắn bánh răng lớn :
4
HB
=230
Nh vậy :
0
3limH
σ
= 2HB
3
+ 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)

0
4limH

= 2HB
4
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

0
3limF

= 1,8HB

K;
N
N
K 

Với: m
H
, m
F
: là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn
Vì HB  350 nên ta có m
H
= m
F
= 6
N
Ho
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về tiếp xúc
N
Ho
= 30HB
2,4
(HB là độ rắn Brinen)
Vậy ta có : Bánh nhỏ N
Ho3
= 30.245
2,4
= 16,26.10
6


n : số vòng quay trong 1 phút
t

: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
ta có:
)(23360
3
1
.24.8,0.365.10 ht 


Vậy ta có:
N
HE3
= N
FE3
= 60 . 1 . 23360 . 103,52=145,09.10
6

N
HE4
= N
FE4
= 60 . 1 . 23360. 56,26=78,8510
6
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

9

ứng suất tiếp xúc cho phép :

 
   
 
min
43
25,1)(45.495
2
82.48109,509
2
H
HH
H
MPa







ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải : 



σσ
σσ1.3 . Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :
a. Khoảng cách trục:
Vì là Hộp gảm tốc bánh răng đồng trục nên ta có khoảng cách trục cấp chậm
cũng như cấp nhanh.
Do cấp chậm chịu mô men xoắn lớn nên sẽ tính toán a
w
cho cấp chậm rồi cấp
nhanh sẽ lấy theo cấp chậm để bảo đảm độ bền trục.
3
ba2
2
H
H2
2aw
.u.][
K.T
).1u(Ka
ψσ
β


trong đó :
 
 





Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
0


ba
: hệ số chiều rộng vành răng, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng
cách trục. Tra Bảng 6.6 (tr 95) ta chọn 
ba
= 0,3.
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5 ta chọn K
a
= 43 MPa
1/3
.
K
H
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
Với hệ số 
bd
= 0,5.

= (0,01

0,02).125 = (1,25

2,5)
• Tra Bảng Trị số tiêu chuẩn của môđun ta chọn môđun pháp m
n
= 2 (mm)
• Chiều rộng vành răng : b
W
= a
W
.
ba
= 125.0,3 = 37,5 chọn b
W
= 40(mm)
• Xác định số răng Z
1
, Z
2
, góc nghiêng , hệ số dịch chỉnh x:
Công thức quan hệ :
   
ββ cos2
1uZm
cos2
ZZm
a
21n21n

Chọn Z
3
= 43 răng
Z
4
= u
2
.Z
3
= 1,84 . 43 = 79,12
Chọn Z
4
= 79 răng
• Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
837,1
43
79
3
4

Z
Z
u
t

- Góc nghiêng :
976,0
125.2
)7943(2
2

ε




Trong đó :
Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
tra trong Bảng 6.5 được Z
M
= 274 (MPa
1/3
) .
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
1

Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
tw
b
H
.2sin
cos.2
Z
α
β

41'3412
0
) = 0,209  
b
= 11
0
48’29
đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh thì : 
tw
= 
t
=
''5'2720
0

727,1
)5'2720.2sin(
41'3412cos.2
0
0

H
Z

Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng theo công thức 6.36c:

α
ε

0
21





























d
w3
=
)1(
.2
3

t
w
u
a
=
1837,1
125.2

=88,12mm)
4)/(478.0
60000
52,103.12,88.14,3
10.6

4
23
 sm
nd
v
w


Tra Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng: với v < 4 (m/s)  cấp

=0. 576
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
2

(trong đó 
H
là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng
6.15 được 
H
= 0,002; g
0
là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng bánh 3
và 4 , tra trong bảng 6.16 được g
0
= 73)
Mà v
Hmax
= 700 >> v
H
vậy thoả mãn yêu cầu.
17,1
14,141331.2
12,88.40.576,0
03,1.13,1
2
2
33


R
.K
xH
Trong đó : [
H
] = 495,45 (MPa)
Với v = 0,69 (m/s) lấy Z
v
= 1
Đường kính vòng đỉnh d
a
=46,67 < 700 (mm)  lấy K
xH
= 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 (m)  lấy Z
R
= 0,95
 [
H
]
CX
= 495.45. 1 . 1 . 0,95 = 470.67 (MPa)
Nh vậy 
H
< [
H
]

σσ
βε
 
4F
3F
4F3F
4F
Y
Y.
σ
σ
σ 

Trong đó :
T
2
: mômen xoắn trên bánh chủ động T
2
= 141331,14 (N.mm)
m : mô đun pháp m =2 (mm)
vành răng b
W3
: chiều rộng b
W3
= 40 (mm)
d
W3

F3
, Y
F4
: là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, chúng phụ thuộc vào số răng
tương đương và hệ số dịch chỉnh
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
3

Số răng tương đương : Z
v3
=
β
3
cos
3Z
=
3
)976,0(
43
= 46,25
Z
v4
=
β
3
4
cos
Z

FF2
3W3WF
KKT2
db

với

F
= 
F
g
0
v
tW
u/a
= 0,006.73.0,478
837,1
125
= 1,73
 K
Fv
= 1 +
37,1.06,1.14,141331.2
12,88.40.73,1
= 1,015
Hệ số tải trọng khi tính về uốn
47,1015,1.37,1.06,1 
FvFFF
KKKK


Y
F
FF
F




* Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :
với m = 2(mm)  Y
S
= 1,08 – 0,0695ln( 2 ) = 1,032
Y
R
= 1 : phụ thuộc độ nhám
K
xF
= 1 vì d
a
< 400(mm)
[
F3
]
CX
= [
F3
]Y
R
Y
S

KK

• ứng suất tiếp xúc cực đại :
)(34,57957,1.37,462.
max
MPaK
qtHH


< [
H
]
max
= 1624 (MPa)
thoả mãn điều kiện tránh biến dạng hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
• ứng suất uốn cực đại :
MPaK
qtFF
247,17957,1.17,114.
3max3


< [
F3
]
max
= 464 (MPa)

311,17657,1.3,112.
4max4

Zm
d
mm
Zm
d
n
n









•Đường kính chân răng :
39,1595,289,1615,2
61,855,211,885,2
44
33


dd
dd
f
f

a
d
tw
t
w
w

Góc profin gốc ( góc áp lực ) :  = 20
0+ Đường kính cơ sở :
)(12,15220cos89,161cos
)(79,8220cos.11,88cos
0
44
0
33
mmdd
mmdd
b
b





+ Góc profin răng :
''5'2720
41'3412cos




+ Góc ăn khớp :
''5'2720
0

ttw


Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
51.7 Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
Thông số
Giá trị
đơn vị
Thông số
Giá trị
đơn vị
a
w
125
Mm
h
4,5
mm

Răng
d
a3
92,11
mm
Z
4
79
Răng
d
a4
165,89
mm
u
t
1,837

d
f3
85,61
mm
m
n
2
Mm
d
f4
159,39
mm
d

Bộ truyền bánh răng cấp chậm thực hiện trên Inventer:
Thông số cặp bánh răng:
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
6

Bộ truyền bánh răng cấp chậm:

II : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH :
2.1 . Chọn vật liệu :
Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là thép
nhóm I có độ rắn HB<350 . Khi đó Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải
thiện. Vì độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác, đồng thời bộ truyền có
khả năng chạy mòn cao.
Cụ thể, tra Bảng 6.1 ta chọn :
Loại bánh
răng
Nhãn hiệu
thép
Nhiệt


2.2 . Xác định ứng suất cho phép :
Công thức:
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
7

 
HLxHVR
H
o
limH
H
KKZZ.
S
σ
σ  
FLFCxFSR
F
o
limF
F
KKKYY.
S
σ
σ 

K
FC
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải.
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy





1KYY
1KZZ
xFSR
xHVR

Công thức (2.1) sẽ là:
 
HL
H
o
limH
H
K.
S
σ
σ  
FLFC
F

σ
=1,8HB
hệ số an toàn khi tính về uốn:
F
S
=1,75
chọn độ rắn bánh răng nhỏ:
1
HB
=245
chọn độ rắn bánh răng lớn:
2
HB
=230
Như vậy :
0
1limH

= 2HB
1
+ 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)

0
2limH

= 2HB
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

0

HL
N
N
K;
N
N
K 

Với: m
H
, m
F
: là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn
(2.1)
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

1
8

Vì HB  350 nên ta có m
H
= m
F
= 6
N
Ho
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về tiếp xúc
N
Ho
= 30HB

HE
= N
FE
= 60.c.n.t


Với : c : số lần ăn khớp trong một vòng quay
c = 1 (vì tải trọng quay 1 chiều nên trong 1 vòng quay 1 đôi
răng ăn khớp 1 lần).
n : số vòng quay trong 1 phút
t

: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
ta có:
)(23360
3
1
.24.8,0.365.10 ht 


Vậy ta có:
N
HE1
= N
FE1
= 60 . 1 . 23360 . 103,52=145,09.10
6

N
HE2

Chọn cặp bánh răng cấp chậm là cặp bánh răng trụ răng nghiêng (để đảm bảo
tối ưu về kích thước kết cấu hộp giảm tốc)

Vì bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có :

ứng suất tiếp xúc cho phép :

 
 
 
 
)(5,236
75,1
1*1*414
)(252
75,1
1*1*441
)(82,481
1,1
1*530
)(09,509
1,1
1*560
2
1
2
1

H
HH
H
MPa







ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải : 
 
)(1260450.8,28,2
)(1624580.8,28,2
4
max
2
3
max
1
MPa
MPa
chH

= 125 (mm) (đã tính ở cấp chậm)
* 
ba
: ta chọn 
ba
= 0,25
• Chiều rộng vành răng : b
W
= a
W
.
ba
= 125.0,25 = 31,25 chọn b
W
= 35(mm)
• Xác định các thông số ăn khớp :
- Môđun m
n
= 1,5
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5 ta chọn K
a
= 43 MPa
1/3
.
K
H
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng




Chọn sơ bộ  = 10
0
do đó cos = 0,9848
số bánh răng nhỏ :
016,21
)181,6(5,1
10cos125.2
)1(
cos2
2
3






um
a
Z
n
W


Chọn Z
1
= 21 răng






W
n
a
ZZm


  =
''47'1510

2.4 . Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

2
0

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền cấp chậm phải thoả
mãn điều kiện :
 
H
wtw
tH
HMH
dub
uKT
ZZZ

α
β



b
là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở: tg
b
= cos
t
.tg

t
=arctg
''47'1510cos
20
cos 


tgtg


=
''55'1720
0

 tg
b
= cos(
55'1720

α
ε
ε
1
Z 
vì 

=
32,1
.5,1
47'1510sin.35
.
sin.
0



m
b
w
> 1,1


=
''47'1510cos
143
1
21
1
2,388,1cos




ZZ

=1,678 
77,0
678,1
1


Z

K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
HvHHH
K.K.KK
αβ

.
trong đó : K
H
= 1,067 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 5 )
K
H
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi



Tra Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng: với v < 4 (m/s)  cấp
chính xác của bánh răng là 9.
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

2
1

Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của các đôi răng
đồng thời ăn khớp ta được K
H
= 1,13.
K
Hv
: là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1 +
αβ HH2
3wwH
KKT2
dbv

với v
H
= 
H
.g
0

1
11

T
dbv
KKK
wwH
HHH


Vậy ta có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
)(23,475
01,32.809,6.35
)1809,6.(225,1.29,21389.2
.77,0.74,1.274
2
MPa
H





• Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[
H
]
CX
= [
H

< [
H
]
CX
do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc
chênh lệch:
%4%96,0%100*
23,475
68,47023,475][





H
cxHH
H




Vậy răng thoả mãn điều kiện tiếp xúc
2.5 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
được vượt quá giá trị ứng suất uốn cho phép :

][

2
1

Trong đó :
T
1
: mômen xoắn trên bánh chủ động T
1
= 21389,29 (N.mm)
m : mô dun pháp m =1,5 (mm)
b
W1
: chiều rộng vành răng b
W1
= 35 (mm)
Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

2
2

d
W1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động d
W1
= 32,01 (mm)
Y

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y

=


1

cos
Z
=
47'1510cos
21
3

= 22,04
Z
v2
=

3
2
cos
Z
=
47'1510cos
143
3

= 150,09
Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra Bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : Y
F1
= 4
Y
F2
= 3,6
Tra Bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

v
tW
u/a
= 0,006.73.1,18
809,6
125
= 2,21
 K
Fv
= 1 +
37,1.16,1.29,21389.2
01,32.35.21,2
= 1,036
Hệ số tải trọng khi tính về uốn
65,1036,1.37,1.16,1 
FvFFF
KKKK

.
*Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
)(82,92
5,1.01,32.35
4.927,0.596,0.65,1.29,21389.2

2
11
11
1
MPA
mdb

Thuyết minh đồ án môn học: Thiết kế sản phẩm với CAD

2
3

Y
R
= 1 : phụ thuộc độ nhám
K
xF
= 1 vì d
a
< 400(mm)
[
F1
]
CX
= [
F1
]Y
R
Y
S
K
xF
= 252.1.1,052.1 = 265,104 (MPa) > 
F1
[
F2
]

]
max
= 1624 (MPa)
thoả mãn điều kiện tránh biến dạng hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
• Ứng suất uốn cực đại :
)(73,14557,1.82,92.
1max1
MPaK
qtFF


< [
F1
]
max
= 464 (MPa)

15,13157,1.538,83.
2max2

qtFF
K

< [
F2
]
max
= 360 (MPa)
=> đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn
chân răng.





•Đường kính chân răng :
49,2155,299,2175,2
51,295,201,325,2
22
11


dd
dd
f
f

•Đường kính đỉnh răng :
)(99,2185,1.299,2152
)(01,355,1.201,322
21
11
mmmdd
mmmdd
na
na



w

Góc profin gốc ( góc áp lực ) :  = 20
0+ Đường kính cơ sở :
)(84,20420cos99,217cos
)(08,3020cos.01,32cos
0
22
0
11
mmdd
mmdd
b
b





+ Góc profin răng :
''55'1720
47'1510cos
20
cos
0
0


0

ttw
Ta có hộp giảm tốc đồng tục nên các thông số cấp chậm tương tự như cấp
nhanh nên ta có bảng thông số :

Thông số
Giá trị
đơn vị
Thông số
Giá trị
đơn vị
a
w
125
mm
h
3,375
mm

ba
0,25


''47'1510

độ

Răng
d
a2
218,99
mm
u
t
6,809

d
f1
29,51
mm
m
n
1,5
mm
d
f2
215,49
mm
D
1
32,01
mm
d
b1
30,08
mm
D


Bộ truyền bánh răng cấp nhanh: