Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………

kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên 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 được đồ án này
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều
nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của
các thầy trong bộ môn Nguyên Lý Máy – Chi Tiết Máy để đồ án của em được hoàn
thiện hơn cũng như kiến thứcvề môn học này .
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em
Thái Nguyên , Ngày 25 tháng 5 năm 2013
Sinh viên :
BÙI KHẮC THÀNH
NGUYỄN VĂN THANH
NGUYỄN NGỌC THÁI
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
2
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] . Trịnh Chất , Lê Văn Uyển :
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ , tập 1
Nhà xuất bản Giáo dục , 1999
[2] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển :
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ , tập 2
Nhà xuất bản Giáo dục , 1999
[3] . Nguyễn Trọng Hiệp :
CHI TIẾT MÁY , tập 1 và tập 2
Nhà suất bản Giáo dục , Hà Nội 1999
[4] . Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong
TẬP BẢN VẼ CHI TIẾT MÁY
Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên

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 .
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
4
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn động băng tải, xích tải, vít tải dùng với các hộp
giảm tốc) nên sử dụng loại động cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng sóc.
2. Chọn công suất động cơ:
+) Ta có hiệu suất của bộ truyền :
2 1 1 4
. . .
k brc brt ol
η η η η η
Σ
=
Với: Bộ truyền che kín tốt ta có:
-
k
η
-Hiệu suất của khớp nối :
k
η
=1
-
brc
η
- Hiệu suất của các cặp bánh răng côn :
brc

chọn
ol
η
= 0,995

⇒
2 1 1 4
. . .
k brc brt ol
η η η η η
Σ
=
=
2 4
1 .0,96 .0,97.0,995
= 0,9127
- Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác được xác định theo công thức sau:

3
/10
ct
lv t
P F v= ×
(kW)
Với, F
t
là lực vòng trên trục công tác (N); Ft = 6000 N.
v là vận tốc vòng của xích tải (m/s). v =1,5 (m/s).
( )
3

: công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau:
+) Vì tải không đổi nên:
dc
lv
dc
dt
PP
≥
Với ,
dc
lv
P
- công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ được tính theo công
thức sau :

/
dc ct
lv lv
P P
η
∑
=
= 9/ 0,9127 = 9,86 (kW)

⇒

dc
dm
P


3
= 1000 (v/ph)
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
6
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Cách xác định số vòng quay đồng bộ như sau:
+) Tính số vòng quay của trục công tác:
- Với hệ dẫn động xích tải:
3
60.10
ct
v
n
zt
=

Với, z là số răng đĩa xích tải: z = 30
v là vận tốc vòng của xích tải (m/s): v = 1,5 (m/s)
t là bước xích tải (mm): t = 25,4 (mm)

3
60.10 .1,5
118,11
30.25,4
ct
n
⇒ = =
(v/ph)
+) Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Công suất
P(kw)
N(v/ph)
cosϕ
dn
K
T
T
max
dn
T
T
Mômen
vô lăng
Roto
Kg.m
2
Khối
Lượng
(Kg)
DK63-6 10 960 0,82 1,4 2.2 0,75 190
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 dủ lớn thắng sức ỳ của
hệ thống . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:
P
dc
mm
≥ P
dc

.P
dc
lv
= 1,2.9,86 = 11,832 (kw)
Ta thấy
14( ) 11,832( )
dc dc
mm bd
P kW P kW
= > =
vậy thoả mãn điều kiện mở máy .
b. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ:
Với sơ đồ tải thay đổi, để tránh cho động cơ bị quá tải cần kiểm tra quá tải cho động
cơ theo điều kiện sau:
dc
qt
dc
PP
≥
max

với :
dc
P
max
- công suất lớn nhất cho phép của động cơ (kW);
dc
dm
dn
dc


dc
qt
P
- công suất đặt lên trục động cơ khi quá tải, chính là công suất trên trục động
cơ của giá trị tải lớn nhất trong sơ đồ tải ta có :

dc
qt
P
= 11,832 (kW)
Ta thấy
dc
qt
dc
PP
≥
max
nên thoả mãn điều kiện quá tải cho động cơ .
II. Phân phối tỉ số truyền
Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống :
u
Σ
=
ct
dc
n
n
Trong đó: - n
đc

h
ct
n
u u
n
∑
= = = =
Vì hộp giảm tốc đã cho là hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp nên tỷ số truyền của
bộ truyền bánh răng cấp chậm u
2
theo công thức sau :

2
3
2
2
1,073.
(1 0,5 )
ba h
be be
u
u
K K
ψ
≈
−
Trong đó: K
be
:hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn; K
be

u
u
= = =
III. Tính toán các thông số trên các trục
Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số "đc" ký hiệu trục động cơ; các chỉ
số "I", "II", "III", "IV" chỉ trục số I, II, III và IV ( Trục công tác)
1 Tính tốc độ quay của các trục (v/ph)
- Tốc độ quay của trục I:
960
1460
1
dc
I
k
n
n
u
= = =
(v/ph)
- Tốc độ quay của trục II:
1
960
312,7
3,07
I
II
n
n
u
= = =

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
( )
9,86
ct
dc
lv
lv
P
P KW
η
Σ
= =
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
. . 9,86.1.0,995 9,81
dc
I lv k ol
P P
η η
= = =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
. . 9,81.0,96.0,995 9,37
II I I II ol
P P
η η
−
= = =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
. . 9,37.0,97.0,995 9,04

(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục I:
6
6
3
9,55.10 . 9,55.10 .9,81
97,59.10
960
I
I
I
P
T
n
= = =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục II:
6
6
3
9,55.10 . 9,55.10 .9,37
286,16.10
312,7
II
II
II
P
T
n
= = =

= = =
(Nmm)
Bảng kết quả tính toán:
Thông
số Trục
Tốc độ quay
(v/ph)
Tỉ số truyền
Công suất
(KW)
Mômen xoắn
(Nmm)
Trục động cơ 960 1 9,86 98,09.10
3
Trục I 960
3,07
Trục II 312,7
2,65
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
10
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Trục III 118 9,04 731,63.10
3
1
Trục IV 118 9 728,39.10
3
PHẦN 2
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG


1.2.1. Tính ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức 6.1 [1] ta có :
[ ]
0
H lim
H R V xH HL
H
.Z .Z .K .K
S
σ
σ =
+ Z
R
: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
+Z
v
: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ K
xH
: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
11
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Khi thiết kế sơ bộ lấy
R V xH
Z .Z .K 1=

[ ]
0

0
Hlim1 1
2HB 70 2.245 70 560MPaσ = + = + =
0
Hlim 2 2
2HB 70 2.230 70 530MPaσ = + = + =
+
HL
K
: hệ số tuổi thọ
H
HO
m
HL
HE
N
K
N
=
Với m
H
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên
H
m 6=
HO
N
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
2,4
HO HB

= 4867 (giờ)
⇒
Bánh nhỏ có: n
1
= 960 (v/ph) nên:
N
HE
1
= 60.1.960.4867 = 28,034.10
7

Bánh lớn có: n
2
= 312,7 (v/ph) nên:
N
HE
2
= 60.1.312,7.4867 = 9,13.10
7
Ta thấy
HE HO
N N>
nên ta lấy
HE HO
N N=
để tính , do đó
HL
K 1=
Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:
lim1

Khoa Cơ Khí
12
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
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
[ ] [ ]
1 2H H
σ σ
>
nên ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[ ] [ ]
2
481,8
H H
σ σ
= =
(MPa) .
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ ]
2
ax
2,8 2,8.450 1260
H ch
m
σ σ
= = =
(MPa)
1.2.2. Tính ứng suất uốn cho phép

K
: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , do tải quay 1 chiều nên
FC
K 1=
+
0
Flim
σ
: ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+
F
S
: hệ số an toàn khi tính về uốn
Tra bảng 6.2[1] ta có:
0
Flim F
1,8HB;S 1,75σ = =
Chọn
1 2
HB 245;HB 230= =
⇒
0
Flim1
1,8.245 441(MPa)σ = =
;
0
Flim 2
1,8.230 414(MPa)σ = =
+
FL

= =
c: số lần ăn khớp trong một vòng quay. c=1
n: số vòng quay trong 1 phút.

t
∑
: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét : Bộ truyền làm việc 1/2 ca, mỗi ca 8
tiếng , 1 năm làm việc (2/3).365 ngày trong vòng 5 năm
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
13
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
⇒
t
Σ
=
2 1
5. .365. .8
3 2
= 4867 (giờ)
⇒
Bánh nhỏ có: n
1
= 960 (v/ph) nên:
N
FE
1
= 60.1.960.4867 = 28,034.10
7


σ
= = =

lim2
2 2
414
[ ] .1.1 236,57( )
1,75
o
F
F FC FL
F
K K MPa
S
σ
σ
= = =
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ]
1 1
ax
0,8 0,8.580 464( )
F ch
m
MPa
σ σ
= = =
[ ]
2 2
ax

= +
−
(7)
Trong đó:
+ K
R
= 0,5K
d
– Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền
cấp nhanh là truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép nên: K
d
= 100 MPa
1/3
 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.

1,203
H
K
β
=
- T
1
– mômen xoắn trên trục bánh chủ động. (Nmm)
T
1
= 97,59.10
3
(Nmm)
-
[ ]
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ]
500
H
σ
=
(MPa)
Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:
3
2
3
2
97,59.10 .1,203

m ≥
với b = K
be
.R
e
Quan tâm tới 2 điểm vừa nêu, ta tiến hành chọn m và Z như sau:
 Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ)
Ta có:
[ ]
1
3
1
2
1
.
.
(1 ). . .
H
e d
be be H
T K
d K
K K u
β
σ
=
−
(8)
Theo (7) 
1

Lấy Z
1
= 30 răng
 Xác định đường kính trung bình d
m1
và môđun trung bình
Đường kính trung bình: d
m1
= (1 - 0,5K
be
)d
e1
(9)
= (1 - 0,5.0,3).92,23 = 78,4(mm)
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
16
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Môđun trung bình:
1
1
m
tm
d
m
Z
=
(10)

78,4

suy từ công thức trên và d
m1
suy từ công thức (10). Ta
có: m
tm
= (1 - 0,5.0,3).3 =2,55 (mm)
1
1
78,4
30,7
2,55
m
tm
d
Z
m
= = =
. Vậy Z
1
= 31 răng.
 Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia
- Số răng bánh lớn: Z
2
= u
1
.Z
1
= 3,07.31 = 95,17. Lấy Z
2
= 95 răng.

δ δ
= − = − =
Theo bảng 6.20, [1], với Z
1
= 31, ta chọn hệ số dịch chỉnh đều:
x
1
= 0,31 ; x
2
= - 0,31
Chiều dài côn ngoài:
2 2 2 2
1 2
R 0,5. . 0,5.3. 31 95 149,89
e te
m Z Z
= + = + =
(mm)
1.4 . 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
1
2
1
2. ' 1
.
0,85. . '
H
H M H H

1
+ x
2
= 0, góc nghiêng  = 
m
= 0 ta có Z
H
= 1,76

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 [1], ta có:
4
3
Z
α
ε
ε
−
=
Với:
α
ε
: Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau:
0
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os0 1,74
31 95

H H H HV
K K K K
β α
=
Trong đó:
+)
H
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
Theo phần trên
1,203
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
=
+)

Với: d
m1
– đường kính trung bình của bánh côn nhỏ. d
m1
= 78,4 (mm)
v – vận tốc vòng bánh côn nhỏ
1 1
3 3
.
.78,4.960
3,94
60.10 60.10
m
d n
v
π
π
= = =
m/s
Theo bảng 6.13, [1], do v =3,94 m/s < 4, nên ta chọn cấp chính xác 8.
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
18
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Cũng theo bảng 6.15, [1], ta có:
0,006
H
δ
=
Theo bảng 6.16, [1], ta có g

K
= + =

. . 1,203.1.1,2 1,4436
H H H HV
K K K K
β α
= = =
Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (11) ta có:
3 2
2
2.97,59.10 .1,4436 3,064 1
274.1,76.0,87. 471, 2
0,85.44,97.78,4 .3,064
H
σ
+
= =
(MPa)
Vậy
[ ]
H H
σ σ
≤
= 500 (Mpa)
 Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc
Theo các công thức (1) và (3) ta có:
[ ] [ ]
.
H H V R XH

. os 1 0,31.1 .3 3,93
ae te m te
h h x c m
β
= + = + =
(mm)
2 1
2. . 2.1.3 3,93 2,07
ae te te ae
h h m h= − = − =
(mm)
2 2
71,94 os 0,31
o
c
δ δ
= ⇒ =

2 2 2 2
2 . os 285 2.2,07.0,31 286,28
ae e ae
d d h c
δ
= + = + =
(mm)
Ta có d
ae2
< 700 mm  K
XH
= 1.

cx
σ σ
σ
σ
−
−
∆ = = ≈ <
Như vậy
H
σ
>
[ ]
H
cx
σ
với chênh lệch không nhiều (<4%) nên có thể giữ nguyên
các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức sau
(suy từ 11):
[ ]
2
2
471,2
. . 0,3.149,89.
457,7
H
be e
H
cx
b K R
σ

2
2 1 2
1
F
F F F
F
Y
Y
σ σ σ
= ≤
(13)
Trong đó:
- b: chiều rộng vành răng b = 48 (mm)
- m
tm
: môđun trung bình m
tm
= 2,55 (mm)
- d
m1
: đường kính trung bình của bánh răng chủ động d
m1
= 78,4 (mm)
-
Y
β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với răng thẳng
1Y
β

o
Z
Z
c c
δ
= = =
Với x
1
= 0,31 và x
2
= - 0,31
Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 ta được
1
2
3,54
3,63
F
F
Y
Y
=


=

- K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
. .
F F F FV

be
K u
K
= =
− −
Tra bảng 6.21, [1], với các số liệu đã có 
1,45
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
=
+)
FV
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Ta có:
1
1


F
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Theo bảng 6.15, [1], ta có
0,016
F
δ
=
v = 3,94 m/s

( )
78,4. 3,064 1
0,016.56.3,94. 36
3,064
F
v
+
= =
1
3
1
36.48.78,4
1 1 1,48
2 2.97,59.10 .1,45.1
F m
FV
F F
v bd
K

21
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
3
1 1
1
1
2
2.97,59.10 .2,146.0,57.1.3,54
103,6(MPa)
0,85. 0,85.48.2,55.78,4
F F
F
tm m
T K Y Y Y
bm d
ε β
σ
= = =
2
2 1
1
3,63
103,6. 106,2
3,54
F
F F
F
Y
Y
σ σ

=
(MPa)
[ ]
2
236,57
F
σ
=
(MPa)
Vậy:
[ ] [ ]
1 1
. . . 252.1.1,01.1 254,52
F F R S XF
cx
Y Y K
σ σ
= = =
(MPa)
[ ] [ ]
2 2
. . . 236,57.1.1,01.1 238,9
F F R S XF
cx
Y Y K
σ σ
= = =
(MPa)
Ta có:
1

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
= 2,2
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:
[ ]
max
max
H H qt H
K
σ σ σ
= ≤
(14)
Ta có:
max
457,7 2,2 678,9
H H qt

Ta có:
1max 1
103,6.2,2 227,92
F F qt
K
σ σ
= = =
(MPa)
2max 2
106,2.2,2 233,64
F F qt
K
σ σ
= = =
(MPa)
Mà:
[ ]
1
max
464
F
σ
=
(MPa)
[ ]
2
max
360
F
σ

149,89 mm
Chiều rộng vành răng b b = K
be
R
e
48 mm
Chiều dài côn trung bình R
m
R
m
= R
e
– 0,5b 125,89 mm
Môđun vòng trung bình m
tm
m
tm
= m
te
.R
m
/R
e
2,55 mm
Môđun vòng ngoài m
te
m
te
=
tm

2
= 90° - δ
1
18°4'12''
71°55'48''
Đường kính chia ngoài d
e1
; d
e2
d
e1
= m
te
Z
1
; d
e2
=m
te
Z
2
93 ; 285mm
Đường kính trung bình d
m1
; d
m2
d
m1(2)
= (1-0,5b/R
e

te
với x
n1
tra bảng 6.20
h
ae2
= 2h
te
.m
te
– h
ae1
3,93 mm
2,07 mm
Chiều cao chân răng
ngoài
h
fe1
; h
fe2
h
fe1(2)
= h
e
– h
ae1(2)
2,67 ; 4,53 mm
Đường kính đỉnh răng
ngoài
d

a1(2)
= δ
1(2)
+ θ
F1(2)
18,533° ; 72,447°
Góc côn đáy
δ
f1
; δ
f2
δ
f1(2)
= δ
1(2)
- θ
F1(2)
17,607° ; 71,413°
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
23
Thuyết Minh Đồ Án  Thiết Kế Sản Phẩm Cad
Số răng của các bánh Z
1
; Z
2
Z
1
= d
m1

ch
σ
(MPa)
Bánh nhỏ
Thép 45 – tôi
cải thiện
3
HB 240=
750 450
Bánh lớn
4
HB 230=
1.2. Xác định ứng suất cho phép
1.2.1. Tính ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức 6.1 [1] ta có :
[ ]
0
H lim
H R V xH HL
H
.Z .Z .K .K
S
σ
σ =
+ Z
R
: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
+Z
v
: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
Theo bảng 6.2[1], ta xác định được :
0
Hlim H
2HB 70;S 1,1σ = + =
Chọn độ rắn bánh nhỏ
3
HB 240=
; độ rắn bánh lớn
4
HB 230=
, khi đó:
0
Hlim3 3
2HB 70 2.240 70 550MPaσ = + = + =
0
Hlim 4 4
2HB 70 2.230 70 530MPaσ = + = + =
+
HL
K
: hệ số tuổi thọ
H
HO
m
HL
HE
N
K

c: số lần ăn khớp trong một vòng quay. c=1
n: số vòng quay trong 1 phút.
t
∑
: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét : Bộ truyền làm việc 1/2 ca, mỗi ca 8
tiếng , 1 năm làm việc (2/3).365 ngày trong vòng 5 năm
⇒
t
Σ
=
2 1
5. .365. .8
3 2
= 4867 (giờ)
⇒
Bánh nhỏ có: n
3
= 312.7 (v/ph) nên:
N
HE3
= 60.1. 312,7.4867 = 9,13.10
7
Bánh lớn có: n
4
= 118 (v/ph) nên:
N
HE4
= 60.1.118.4867 = 3,45.10
7
Ta thấy

o
H
H HL
H
K
S
σ
σ
= = =
(MPa)
Với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng nghiêng, thi:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[ ] [ ]
3 4
500 481,8
[ ] 490,9
2 2
H H
H
σ σ
σ
+
+
= = =
(Mpa)
Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên
Khoa Cơ Khí
25