Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy
Lời nói đầu
Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của
máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lợng. Một trong những dạng năng
lợng dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch
sử phát minh, con ngời đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối u nhất có
tác dụng biến năng lợng điện năng thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ
học cần thiết.
Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng nh
tính khả nghi ngời ta chỉ chế tạo ra các động cơ điện có công suất và vận tốc quay là
một giá trị cụ thể nào đó đã đợc lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các
chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo
một dãy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các động cơ điện không thể truyền trực tiếp công
suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công
suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị nh vậy là hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ
cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và đợc dùng để giảm
vận tốc góc và tăng mômen xoắn.
Nh vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ,
bộ truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải. Một hệ thống nh vậy đợc
gọi là hệ thống dẫn động cơ khí.
Trong thực tế, khi thiết kế một hệ dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số
liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế. Nhng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này,
các số liệu đã đợc cho trớc và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi.
Đề tài thiết kế của em đợc thầy Trần Văn Lầm giao cho là thiết kế trạm dẫn động
xích tải. Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự giúp
đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn
thành đợc đồ án này.
Song những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế cha nhiều nên đồ
án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong đợc sự chỉ bảo của các thầy
cô trong bộ môn Nguyên Lý Chi Tiết Máy để đồ án của em đợc hoàn thiện hơn
cũng nh kiến thức về môn học này.

1- Chọn kiểu, loại động cơ:
Ta chọn động cơ không đồng bộ ba pha, rôto lồng sóc (còn gọi là roto ngắn
mạch) vì có những u điểm sau:
- Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy
- Có thể mắc trực tiếp vào lới điện công nghiệp
- Giá thành tơng đối thấp và dễ kiếm
- Hiệu suất và hệ số công suất không cần cao
Còn nhợc điểm là:
- Hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với động cơ 3 pha đồng bộ)
SV:Nguyễn Văn Hng - 2 - K41CCM6 - ĐHKTCN
Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy
- Không điều chỉnh đợc vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ
không đồng bộ ba pha dây quấn)
Nhng nhờ có nhiều u điểm cơ bản, ta chọn động cơ xoay chiều ba pha không đồng
bộ roto lồng sóc (ngắn mạch). Nó phù hợp để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng
tải, xích tải, thùng trộn
2- Chọn công suất động cơ:
Công suất của động cơ đợc 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:

dc
dt
dc
dm
PP


Trong đó:


=
ct
lv
P
: Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:

)(344,6
10
22,1.5200
10
.
33
kw
vF
P
t
ct
lv
===t
F
: Lực vòng trên trục công tác (N)

v
: Vận tốc vòng của xích tải (m/s)


: Hiệu suất khớp nối
Tra bảng ta chọn đợc:

br

o

d

kn

0.96 0.99 0.95 1

841,01.95,0.99,0.96,0
42
==


Ta có công suất của động cơ là:

)(543,7
841,0
344,6
kw
P
P
ct
lv
dc

thực tế là
)/(1455 phvn
db
=
Ta có số vòng quay của trục công tác là:

tz
v
n
ct
.
.10.60
3
=
Với:
z : Số răng trên đĩa xích tải
t : Bớc xích tải (mm)
v : Vận tốc vòng của xích tải (m/s)

)/(263,49
1,38.39
22,1.10.60
3
phvn
ct
==

SV:Nguyễn Văn Hng - 4 - K41CCM6 - ĐHKTCN
Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy
53,29

T
max
/T
dn
DK.62- 4 10 1460 0.88 1,3 2,3
4 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của
hệ thống. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:

)(kwPP
dc
cbd
dc
mm


dc
mm
P
: Công suất mở máy của động cơ:
dc
dmmm
dc
mm
PKP .
=
dn
k
mm
T


)(9567,9543,7.32,1. kwPKP
dc
lvbd
dc
cbd
===
dc
cbd
dc
mm
PP

: Động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy
II phân phối tỷ số truyền cho động cơ:
Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống

u
xác định theo:

ct
dc
n
n
u =


dc
n
: Số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph)


1
u
,
2
u
: Tỷ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm trong
hộp giảm tốc.
1-Tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp:
Ta xác định tỷ số truyền bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền đai) theo kinh nghiệm:
Ta chọn:

hng
uu 14,0
=264,29.14,014,0
==

uu
ng

82,14
2
64,29
===

ng
h

u
h
III xác định thông số trên các trục:
1- Tính tốc độ quay của các trục (v/ph):

)/(730
2
1460
phv
u
n
n
ng
dc
I
===

)/(6,146
98,4
730
1
phv
u
n
n
I
II
===

)/(36,43

===


)(336,699,0.1.4,6 kwPP
oknIIIII
===

3- Tính mô men xoắn trên các trục (N.mm):

).(92805
730
094,7.10.55,9
.10.55,9
6
6
mmN
n
P
T
I
I
I
===

).(77,439195
6,146
742,6.10.55,9
.10.55,9
6
6

mmN
n
P
T
IV
IV
IV
===

4- Lập bảng số liệu tính toán:
Thông số
Trục
Tốc độ quay
(v/ph)
Tỷ số truyền Công suất
(kw)
Mômen
xoắn
(N.mm)
Trục động cơ 1460 7,543 49339,5
Trục I 730 7,094 92805
Trục II 189,6 6,742 339589,14
Trục III 49,23 6,4 1241519,4
Trục IV 49,23 6,336 1229104,2
Phần II : tính toán các bộ truyền
I - truyền động đai:
1 Chọn loại đai và tiết diện đai:
Ta chọn loại đai thang, mặt làm việc là hai mặt bên tiếp xúc với các rãnh hình thang
tơng ứng trên bánh đai, nhờ đó hệ số masat giữa đai và bánh đai hình thang lớn hơn so
với đai dẹt và do đó có khả năng kéo cũng lớn hơn.Với vận tốc v < 25m/s ta chọn loại

sm
nd
v
===

Đờng kính bánh đai lớn:

)(8,316)01.01(2.160)1(.
12
mmudd
===

Ta lấy d
2
= 315 (mm) theo tiêu chuẩn.
Tỉ số truyền thực tế là:

97,1
160
315
1
2
===
d
d
u
t

%4%5,1%100.
2

)315160(14,3
378.2
4
)(
2
)(
2
2
2
1221
mm
a
dddd
al
=
+
+
+
+=

+
+
+=

Theo bảng 4.13 ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là l = 1700 (mm)
Ta có:

1059,3
7,1
11,6




)(5,77
2
160315
2
12
mm
dd
=

=

=
)(7,470
4
5,77.825,95425,954
4
8
22
22
mma
=
+
=
+
=

Chọn a = 470 (mm)

0
1
=
Trong đó:
P
1
- công suất trên trục bánh đai chủ động, P
1
= 7,094 kw
[P
0
] - công suất cho phép, [P
0
] = 2,13 kw (bảng 4.19)
K
d
- hệ số tải trọng động, K
d
= 1
C

- hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm
1
, C

= 0,92
C
l
- hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài đai, C
l

4 - Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
Lực căng trên 1 đai đợc xác định theo công thức sau:

v
d
F
ZCv
KP
F
+=

780
1
0

Trong đó:
F
v
- lực căng li tâm sinh ra

2
.vqF
mv
=
q
m
- khối lợng 1 met chiều dài, q
m
= 0,178
)(645,611,6.178,0.

Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy
Chiều dài đai l (mm) 1700
Lực căng ban đầu F
0
(N) 334,77
Lực tác dụng lên trục F
r
(N) 1981,65
II tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:
1 Chọn vật liệu bánh răng:
Đây là bớc quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và truyền
động bánh răng nói riêng.
Do đây là hộp giảm tốc trung bình nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I. Dựa trên các
cơ sở yếu tố ảnh hởng đến khả năng làm việc của máy. Tra bảng 6.1 ta chọn đợc:

Loại
bánh
răng
Nhãn hiệu
thép
Nhiệt
luyện
Kích thớc
S, mm,
không lớn
hơn
Độ rắn Giới hạn
bền

b

KKZZ
S
.
0
lim


=

[ ]
FLFCxFsR
F
F
F
KKKYY
S
.
0
lim


=
Trong đó:
Z
R
: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z
v
: Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng
K

HLH
H
S
K.
0
lim


=
SV:Nguyễn Văn Hng - 10 - K41CCM6 - ĐHKTCN
Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy

[ ]
F
FLFCF
F
S
KK
0
lim


=
Theo bảng 6.2 ta có:

702
0
lim
+= HB
H

trọng của bộ truyền, đợc xác định theo công thức sau:

H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=

F
m
FE
FO
FL
N
N
K
=
ở đây
m
H
, m
F
: bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; m
H
= 6; m
F

Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB
2
= 191
Ta có:

0
1limH

= 2.HB
1
+ 70 = 2.241 + 70 = 552 (MPa)

0
2limH

= 2.HB
2
+ 70 = 2.191 + 70 = 454 (MPa)

0
1limF

= 1,8.HB
1
= 1,8.241 = 433,8 (MPa)

0
2limF

= 1,8.HB


= 5.365.24.2/3.1/3 = 9733,3 (giờ)
n
1
= 730 (v/ph)
SV:Nguyễn Văn Hng - 11 - K41CCM6 - ĐHKTCN
Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy
n
2
= 146,6 (v/ph)
N
HE1
= N
FE1
= 60.1.730.9733,3 = 426318540
N
HE2
= N
FE2
= 60.1.146,6.9733,3 = 85614106,8
Ta thấy:
N
HE1
> N
HO1
ta lấy N
HE1
= N
HO1
K

= N
FO2
K
FL2
= 1
ứng suất tiếp xúc cho phép:( )
MPa
S
K
H
HLH
H
8,501
1,1
1.552.
][
1
0
1lim
1
===

( )
MPa

F
FLFCF
F
===



)(45,196
75,1
1.1.8,343

][
2
0
2lim
2
MPa
S
KK
F
FLFCF
F
===


ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

)(1624580.8,2.8,2][
11max
MPa

][25,1
2
][][
][
H
HH
H




+
=

9,410.25,1
2
9,4108,501
][

+
=
H

456,35 513,6
Vậy điều kiện thoả mãn.
3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh:
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Khoảng cách trục xác định theo công thức:
SV:Nguyễn Văn Hng - 12 - K41CCM6 - ĐHKTCN
Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy

babd


897,0)198,4(3,0.5,0 =+=
bd

Dựa vào bảng 6.7 ta chọn đợc K
H

= 1,12
T
1
= 92805 ( mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động )

)(35,456][ MPa
H
=

- ứng suất tiếp xúc cho phép
)(4,178
3,0.98,4.35,456
12,1.92805
).198,4.(43
3
2
mma
w
=+=
Lấy a
w

z
1
= 29 răng
Số răng bánh lớn:

42,14429.98,4.
12
===
zuz
Lấy z
2
= 145 răng

17414529
21
=+=+=
zzz
t
Xác định góc nghiêng :

9775,0
178.2
174.2
2
.
cos ===
w
t
a
zm

uKT
zzz



+
=
Ta có:
z
M
- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta có
3/1
)(274 MPaz
M
=

z
H
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

tw
b
H
z


2sin
cos2
=
ở đây





m
b
w
sin
=
Với b
w
- chiều rộng bánh răng; b
w
=
ba
.a
w
= 0,3.178 = 53,4 (mm)

79,1
2
)''10'1012sin(.4,53
0
==








+=


zz

767,0
7,1
1
==

z
Vận tốc vòng:

60000
11
nd
v
w

=
Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ d
w1

)(3,59
15
178.2
1
2
1

Hệ số tải trọng khi tiếp xúc K
H
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, tra
bảng 6.7 ta có K
H

= 1,12
K
H


- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp; tra bảng 6.14 ta có K
H

= 1,13
K

H
= 0,002
g
0
- hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2; tra bảng 6.16 ta có
g
0
= 73
)/(973,1
5
178
.265,2.73.002,0 smv
H
==

026,1
13,1.12,1.92805.2
3,59.4,53.973,1
1
=+=
Hv
K
K
H
= 1,12.1,13.1,026 = 1,3
)(450
3,59.5.4,53
)15(3,1.92805.2
.767,0.73,1.274
2

K
S
0
lim
][


=

xHvRsbHcxH
KZZ.][][

=
Z
v
- hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng; v = 2,265 (m/s) < 5 (m/s) lấy Z
v
= 1
SV:Nguyễn Văn Hng - 15 - K41CCM6 - ĐHKTCN
Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy
Z
R
- hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc, 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 = 2,51,25àm
do đó Z
R
= 0,95
K
xH
- hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng d

53,433
450
.4,53
][
.
][
'
2
22
mmbab
H
H
w
H
H
wbaw
=






=







2
MPa
H
=
+
=



H
= 433,2 < [
H
] = 433,53 (MPa)
Vậy điều kiện thoả mãn.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá một giá trị cho phép:

][
2
1
1
11
1 F
nww
FF
F
mdb
YYYKT


- chiều rộng vành răng, b
w1
= 58 (mm)
d
w1
- đờng kính vòng lăn bánh chủ động, d
w1
= 59,3 (mm)
Y

= 1/

: hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng, với

là hệ số trùng
khớp ngang: Y

= 1/1,7 = 0,59
Y

= 1 - /140: hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng
Y


= 1 - 12,18/140 = 0,913
Y
F1
, Y
F2
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tơng đ-

và hệ số dịch chỉnh, tra bảng ta có: Y
F1
= 3,8 ; Y
F2
= 3,6
K
F
- 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
khi tính về uốn, tra bảng 6.7 ta có: K
F

= 1,24
K
F

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

=
trong đó các hệ số
F
và g
0
tra bảng 6.15 và 6.16 ta có:
F
= 0,006; g
0
= 73

9,5
5
178
.265,2.73.006,0
==
F
v
064,1
37,1.24,1.92805.2
3,59.58.9,5
1
=+=
Fv
K
K
F
= K
F


F2
] = 196,45 (MPa)
Vậy điều kiện đảm bảo độ bền uốn đợc thoả mãn.
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy) với hệ số
quá tải
32,1
==
bdqt
KK
Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax
không
đợc vợt quá một giới hạn cho phép:

)(1260)(7,49732,1.2,433
max
MPaMPaK
qtHH
<===

Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất uốn cực đại

Fmax
tại mặt lợn chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép:

)(464)(23,13132,1.42,99.
1max1
MPaMPaK
qtFF

Số răng bánh răng z
1
= 29; z
2
= 145
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0; x
2
= 0
Đờng kính vòng chia
d
1
= mz
1
/cos = 2.29/0,9775 = 59,33 (mm)
d
2
= mz
2
/cos = 2.145/0,9775 = 296,67 (mm)
Đờng kính đỉnh răng
d
a1
= d
1
+ 2(1 + x - y).m = d
1
+ 2m = 59,33 + 2.2 = 63,33 (mm)
d

600 340
2 - Xác định ứng suất cho phép:
ứ ng suất tiếp xúc cho phép [
H
] và ứng suất uốn cho phép [
F
] đợc xác định theo
công thức sau:

[ ]
HLxHvR
H
H
H
KKZZ
S
.
0
lim


=

[ ]
FLFCxFsR
F
F
F
KKKYY
S

Z
V
K
xH
= 1
Y
R
Y
S
K
xF
= 1
Vậy ta có:

[ ]
H
HLH
H
S
K.
0
lim


=

[ ]
F
FLFCF
F

H
= 1,1 ; S
F
= 1,75
K
FC
: hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải; K
FC
= 1
K
HL
, K
FL
: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, đợc xác định theo công thức sau:

H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=

F
m
FE
FO

: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
6
10.4
=
FO
N
N
HE
, N
FE
: số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB
1
= 250
Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB
2
= 190
Ta có:

0
1limH

= 2.HB
1
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)

0
2limH

= 2.HB

Bộ truyền tải trọng tĩnh:
N
HE
= N
FE
= N = 60cnt

SV:Nguyễn Văn Hng - 19 - K41CCM6 - ĐHKTCN
Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy
Trong đó:
c : số lần ăn khớp trong một lần quay; c = 1
n : số vòng quay trong một phút
t

: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
t

= 5.365.24.2/3.1/3 = 9733,3 (giờ)
n
2
= 146,6 (v/ph)
n
3
= 43,36 (v/ph)
N
HE1
= N
FE1
= 60.1.146,6.9733,3 = 85614106,8
N

FO1
ta lấy N
FE1
= N
FO1
K
FL1
= 1
N
FE2
> N
FO2
ta lấy N
FE2
= N
FO2
K
FL2
= 1
ứng suất tiếp xúc cho phép:( )
MPa
S
K
H
HLH
H
18,518

ứng suất uốn cho phép:

)(14,257
75,1
1.1.450

][
1
0
1lim
1
MPa
S
KK
F
FLFCF
F
===



)(43,195
75,1
1.1.342

][
2
0
2lim
2

chF
===


)(272340.8,0.8,0][
22max
MPa
chF
===

Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cho phép:

min
21
][25,1
2
][][
][
H
HH
H




+
=

09,409.25,1
2

Theo bảng 6.5 ta có:
)(43
3/1
MPaK
a
=
hệ số phụ thuộc vào vật liệu
Theo bảng 6.6 ta có:
4,0=
ba

Hệ số:

)1(5,0 += u
babd


794,0)197,2(4,0.5,0 =+=
bd

Dựa vào bảng 6.7 ta chọn đợc K
H

= 1,12
T
2
= 439195,77 (mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động )

)(635,463][ MPa
H

)1(
cos.2
0
1

+
=
+
=
um
a
z
w

z
1
= 42 răng
Số răng bánh lớn:

74,12442.97,2.
12
===
zuz
Lấy z
2
= 125 răng

16712542
21
=+=+=

Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

][
)1(2

2
1
2
H
ww
mH
HMH
udb
uKT
zzz



+
=
Ta có:
z
M
- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta có
3/1
)(274 MPaz
M
=


74,1
)''10'1720.2sin(
''15'269cos2
0
0
==
H
z

z

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
hệ số trùng khớp dọc:





m
b
w
sin
=
Với b
w
- chiều rộng bánh răng; b
w
=
ba

(2,388,1
21
=






+=






+=


zz

756,0
75,1
1
==

z
Vận tốc vòng:

60000

2
= 146,6 (v/ph)

)/(82,0
60000
6,146.64,106.
60000
21
sm
nd
v
w
===


Hệ số tải trọng khi tiếp xúc K
H
K
H
= K
H

.K
H

.K
Hv
K
H


+=
Với
m
w
HH
u
a
vgv
0

=

H
- hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp; tra bảng 6.15 ta có
H
= 0,002
g
0
- hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2; tra bảng 6.16 ta có
g
0
= 73
)/(01,1
976,2
212
.82,0.73.002,0 smv
H
==

007,1

KKZZ
S
.][
0
lim


=

HL
H
H
sbH
K
S
0
lim
][


=

xHvRsbHcxH
KZZ.][][

=
Z
v
- hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng; v = 0,82 (m/s) < 5 (m/s) lấy Z
v

=

=
cx
HcxH
H



Tính lại chiều rộng bánh răng.

)(76,77
45,440
08,448
.8,74
][
.
][
'
2
22
mmbab
H
H
w
H
H
wbaw
=


w
= 78mm
Tính lại
H
theo b
w
mới:

)(86,439
64,106.976,2.78
)1976,2(27,1.77,439195.2
.756,0.74,1.274
2
MPa
H
=
+
=


H
= 439,86 < [
H
] = 440,45(MPa)
Vậy điều kiện thoả mãn.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá một giá trị cho phép:

][

1
- mômen xoắn trên bánh chủ động, T
2
= 439195,77 (Nmm)
m
n
- mô đun pháp, m
n
= 2,5 (mm)
b
w
- chiều rộng vành răng, b
w1
= 78 (mm)
d
w1
- đờng kính vòng lăn bánh chủ động, d
w1
= 106,64(mm)
Y

= 1/

: hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng, với

là hệ số trùng
khớp ngang: Y

= 1/1,75 = 0,57
Y

33
2
2
===

z
z
v

và hệ số dịch chỉnh, tra bảng ta có: Y
F1
= 3,7 ; Y
F2
= 3,6
SV:Nguyễn Văn Hng - 24 - K41CCM6 - ĐHKTCN
Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy
K
F
- hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
F
= K
F

.K
F

.K
Fv
K

1
+=
với
m
w
FF
u
a
vgv
0

=
trong đó các hệ số
F
và g
0
tra bảng 6.15 và 6.16 ta có:
F
= 0,006; g
0
= 73

03,3
976,2
212
.82,0.73.006,0
==
F
v
02,1

F
==


F1
= 126,77 < [
F1
] = 257,14 (MPa)

F2
= 123,34 < [
F2
] = 195,43 (MPa)
Vậy điều kiện đảm bảo độ bền uốn đợc thoả mãn.
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy) với hệ số
quá tải
32,1
==
bdqt
KK
Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax
không
đợc vợt quá một giới hạn cho phép:

)(952)(36,50532,1.86,439
max
MPaMPaK
qtHH