1
B/PHẦN THUYẾT MINH
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
1 .1/ Chọn động cơ.
1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.
Công suất trên trục công tác:
P
ct
=
)(55,2
1000
8500.0,3
1000
F.v
Kw
==
Công suất yêu cầu trên trục động cơ:
P
yc
=βP
ct
/η.
Trong đó: η là hiệu suất truyền động. β :Hệ số thay đổi tải trọng
Hiệu suất truyền động:
η = η
xích.
.η
m
ổlăn
.η
k

0,8
8
4
1
t
t
.
T
T
22
ck
i
2
1
i
=+=








∑
Công suất yêu cầu trên trục động cơ là:
P
yc
=βP
ct

với .u
x(sb)
là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích)
chọn u
x(sb)
=3 ( tra bảng 2.4 Tr21)
u
h(sb)
là tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc.
u
h(sb)
=u
1
.u
2
=18 (tra bảng 2.4 Tr21)
vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
=n
ct
.u
sb
= n
ct
.u
x(sb)
.u
h(sb)
=26,044.3.18=1406,4(vòng/phút)

hiệu suất: η%=82
tỷ số:T
max
/T
dn
=2,2
và T
K
/T
dn
=2,0>T
mm
/T
1
=1,3
đường kính trục động cơ : d
đc
=28 mm
1.2. Phân phối tỷ số truyền.
Tỷ số truyền chung:u
c
=n
đc
/n
ct
=1420/26,044=54,523.
Chọn u
ng
=3
⇒

đc
=1420(vòng/phút)
⇒
n
1
=1420(vòng/phut)
⇒
n
2
=n
1
/u
1
=1420/5,7=249,12 (v/p)
⇒
n
3
=n
2
/u
2
=249,12 /3,188=78,143(v/p)
⇒
n
*
ct
=n
3
/u
ng

P
xichol
ct
3
===
kW ;
856,2
0,995.0,97
2,756
ηη
P
P
brol
3
2
===
kW;
96,2
0,995.0,97
2,856
ηη
P
P
brol
2
1
===
kW;
Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:
005,3

I
’ =
5,9953
1420
96,2
.10.55,9.
2
1
.10.55,9.
2
1
6
1
1
6
==
n
P
N.mm.
T
II=
6,109484
249,12
2,856
.,55.109
n
P

2,55
.9,55.10
n
P
6
ct
ct
==
N.mm.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.
2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
2.1.1. Chọn vật liệu:
Trục
Th.số
T.S truyền
Động cơ I II III Công tác
1 U
1
= 5,7 U
2
= 3,188 U
x
=3
P(kW) 3,005 2,96 2,856 2,756 2,55
n (vg/ph) 1420 1420 249,12 78,143 26,05
T(N.mm) 20210 9953,5 109484,6 336815,8 934836,9
4
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như

MPa
ch
b
=
=
σ
σ
Chọn HB
2
=235
2.1.2.Ứng suất cho phép
2.1.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
]
theo công thức 6.1 và 6.2:
HLxHvRH
H
H
KKZZS ...).(][
lim
0
σσ
=
FLFCxFsRF
F
F
KKKYYS ...).(][
lim

KZZ
K
FC
– hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên K
FC
=1
S
H
, S
F
–hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :
S
H
=1,1; S
F
=1,75.
lim
0
lim
0
;
FH
σσ
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì
cơ sở
Ta có
)(57070250.270.2
1
lim
0

)(423235.8,1.8,1
2
lim
0
lim
0
42
MPaHB
FF
====
σσ
.
K
HL
, K
FL
-hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=
F
m

74,2
1
==
HO
N
.10.626,1245.30
74,2
2
==
HO
N
N
FO
=4.10
6
.
N
HE
, N
FE
- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng thay đổi nên ta có:
N
HE
=60c
Σ
(T
i
/T
max

Σ
(T
i
/T
max
)
6
n
i
t
i
N
FE
=60cn
j
/u
j
.
Σ
t
i
Σ
(T
i
/T
max
)
6
t
i

60.1.1420
N
1
=+=
>N
HO1
=1,71.10
7
do đó K
HL1
=1
ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép :
o
H
H lim
][
σσ
=
. K
HL1
/S
H
Với S
H
= 1,1
][
H
σ
1sb
=570.1/1.1=518,2 MPa

2
=613,625
6
4.10 N.10085,1)
8
4
8,0
8
4
.11500(1
5,7
60.1.1420
N
6
FO
866
FE
1
=>=+=
do đó K
FL1
=1
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép
o
F
F lim
][
σσ
=
. K






+=
HOHE
NN
do đó K
HL2
=1;
ứng suất tiếp xúc (sơ bộ)cho phép :
o
H
H lim
][
σσ
=
. K
HL2
/S
H
][
H
σ
3sb
=570.1/1,1=518,2 MPa
][
H
σ

8
4
86,0
8
4
.11500(1
5,7
260.1.249,1
N
6
FO
86
FE2
=>=+=
do đó K
FL2
=1
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép:
o
F
F lim
][
σσ
=
. K
FL2
/S
F
][
F

][
F
σ
1max
=
][
F
σ
3max
=0,8
σ
ch1
=0,8.580=464 MPa

][
F
σ
2max
=
][
F
σ
4max
=0,8
σ
ch2
=0,8.450=360 MPa
2.1.3. Truyền động bánh răng trụ
2.1.3.1. Đối với cấp nhanh.
2.1.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền.

T
=9953,5(Nmm)
][
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
K
a,
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=43; K
d
=67,5
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
4,025,0
÷=
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
=0,3
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc .

:
d
w1
=2.a
w
/(u
1
+1)=2.100/(5,7+1)=29,85 (mm)
2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m:
w
am ).02,001,0(
12
÷=
= 1
÷
2
Theo bảng 6.8: Chọn m
12
=1,25.
-Xác định số răng , góc nghiêng
β

Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu.
Do đó, ta chọn góc nghiêng
β
=40
0
.
Công thức 6.31 ta có:

Z
t1
=Z
1
+Z
2
=20+115=135
Tỷ số truyền thực:
75,5
20
115
1
2
1
===
Z
Z
u
m
8
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
d
w1
=2a
w
/(u
1
+1)=2.100/(5,75+1)=29,63mm;
Tính lại góc
β

1
H
w
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twbH
Z
αβ
2sin/cos.2
=







==
o
ttw
tg
arctg
tg
arctg
β
α
αα
'.1830
5842,0)'3838().'2023cos(
0
00
=→
==→
b
b
tgtg
β
β
( )
.54,1
'2023.2sin

===
wbaw
ab
ψ
.105,2
.5,2
'2832sin.30
0
>==
π
ε
β
Khi đó theo công thức (6.36c):
α
ε
ε
1
=
Z
.
và hệ số trùng khớp ngang ε
α
có thể tính gần đúng theo công thức:

( )
.722,1'2832cos
115
1
20
1




+−=
βε
α
zz
9
.762,0
722,1
1
==→
ε
Z
K
H
–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
...
HvHHH
KKKK
αβ
=
Với
15,1
=
β
H
K
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).

v-vận tốc vòng, tính theo công thức:
v=πd
w1
n
1
/60000 (m/s)
v=3,14.29,63.1420/60000=2,2m/s
H
δ
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15:
H
δ
=0,002.
g
o
-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=2,2 (m/s) ta chọn cấp chính xác
theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13)
ta có: g
o
= 73.(bảng 6.16)
.046,1
13,1.15,1.5,9953.2
63,29.30.34,1
1
.34,175,5/100.2,2.73.002,0
=+=→
==→
Hv

Z
R
=0,95; với d
a
< 700mm suy ra K
xH
=1
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức 6.1
xHvRmHH
KZZ ...][][
12
σσ
=
504,55.0,95.1.1=479,32
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
do vậy bánh răng đủ bền.
2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức 6.43:
[ ]
1
1
1.1

722,1
11
===
α
ε
ε
Y
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số trùng
khớp ngang).
768,0
140
'2832
1
140
1
00
=−=−=
β
β
Y
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
21
,
FF
YY
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương
đương
.3,33

=
=
F
F
Y
Y
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK ..
αβ
=
.
β
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính bảng 6.7:
β
F
K
=1,32.
α
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc
êm là 9, ta có:
α

006,0
=
F
δ
. (bảng 6.15).
73
0
=
g
. (bảng 6.16).
v=2,2 (m/s)
→
.02,4
75,5
100
.2,2.73.006,0
==
F
υ
→
1,1
37,1.32,1.5,9953.2
63,29.30.02,4
1
=+=
Fv
K
→
.99,11,1.37,1.32,1..
===

a
< 400mm nên K
xF
= 1 khi đó

[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS
sb
FF
2741.1.065,1.14,257...
1
1
===
σσ[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS
sb
FF
4,2571.1.065,1.7,241...
2
2
===
σσ
⇒ σ
F1
=60MPa

dn
qt
T
T
k
→
].[1260][7,4023,1.2,353
maxmax1
MPa
HH
=≤==
σσ
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
].[464][][783,1.60.
maxmax
111
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
].[360][][5,743,1.3,57.
max2max
22
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
2.1.3.1.6 . Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục: a

115.25,1
cos
.
][63,29
'2832cos
20.25,1
cos
.
212
2
112
1
mm
zm
d
mm
zm
d
o
o
===
===
β
β
-Đường kính vòng lăn:
12
d
w1
=2a
w1

505,2625,1).05,2(63,29)..25,2(
1222
1211
2
1
=+−=−−=
=−−=−−=
-Đường kính vòng cơ sở:
d
b1
=d
1
cosα=29,63.cos20
0
=27,843 mm
d
b2
=d
2
cosα=170,37.cos20
0
=160,095 mm
-Góc profil gôc: α= 20
0
;
-Góc profil răng: α
t
= 23
0
20’

uKa
ψσ
β
+=

T2=109484,6 (Nmm); và tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=49,5;
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
5,03,0
÷=
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
=0,5
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7 với
11,1)1188,3.(5,0.53,0)1.(.53,0
1
=+=+=
u
babd

/(u
2
+1)=2.140/(3,188+1)=66,86 (mm)
Đường kính vòng lăn bánh răng lớn d
w4
:
d
w4
= d
w21
.u
2
=66,86.3,188=213,15
2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m:
m
34
=(0,01
÷
0,02) a
w2
=1,40
÷
2,80
13
Theo bảng 6.8: Chọn m
34
=2.
-Xác định số răng
Công thức 6.31 ta có:

4
=105 răng
Z
t2
=Z
3
+Z
4
=33+105=138
Tỷ số truyền thực:
182,3
33
105
3
4
2
===
Z
Z
u
m
Sai lệch tỷ số truyền :
%2,0%100.
188,3
182,3188,3
%100
2
22
=
−

=140/2-0.5.138=1
hệ số k
y
: k
y
=1000y/Z
t
=1000.1/138=7,2.
Từ k
y
ta tra bảng 6.10a được k
x
=0,449
k
x
=1000Δy/Z
t

⇒
Δy=0,449.138/1000=0,062
Tổng hệ số dịch chỉnh x
t
=y+ Δy=1+0,062=1,062
Hệ số dịch chỉnh bánh răng 3 và bánh răng 4:
x
3
=0,5[x
t
-(Z
4

2.1.3.1.3 .kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Công thức 6.33:
].[
..
)1.(..2
...
2
1
1
H
w
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.

2
0
==→
H
Z
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số
trùng khớp dọc
β
ε
.
π
β
ε
β
.
sin.
m
b
w
=
=0 ; với b
w
là bề rộng vành răng.
b
w3
=
ba
ψ








+−=














+−=
βε
α
zz
.865,03/)753,14(
=−=→
ε
Z

.
...2
..
1
2
33
αβ
υ
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
+=
T
2
-momen xoắn trên trục 2. T
2
=109484,6(Nmm)
uavg
woHH
/...
δυ
=
.
H
δ
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15:

)1182,3.(194,1.6,109484.2
.865,0.693,1.274
2
MPa
H
=
+
=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Với v=0,872(m/s) <5 m/s ta có 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
m
µ
, do đó :
Z
R
=0,95; với d
a
< 700mm suy ra K
xH
=1;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức 6.1

σσ
βε
≤=
4
3
43
4
][
F
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
σ
≤=
trong đó
7855,0
273,1
11
===
α
ε
ε
Y
(hệ số kể đến sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số

F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK ..
αβ
=
.
β
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính tra bảng 6.7 với ψ
bd
=1,11:
β
F
K
=1,065.
α
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc
êm là 9, ta có:
α
F
K
=1,37.
Fv

δ
. (bảng 6.15).
73
0
=
g
. (bảng 6.16).
v=0,872 (m/s)
→
.533,2
182,3
140
.872,0.73.006,0
==
F
υ
→
037,1
37,1.065,1.6,109484.2
86,66.70.533,2
1
=+=
Fv
K
→
.513,1037,1.37,1.065,1..
===
FvFFF
KKKK
αβ

= 1 khi đó

[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS
sb
FF
4,2651.1.032,1.14,257...
33
===
σσ[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS
sb
FF
4,2491.1.032,1.7,241...
44
===
σσ
⇒ σ
F3
=98,4MPa

< [σ
F
]
3

max
==
dn
qt
T
T
k
→
].[1260][5,5463,1.3,479
max4max3
MPa
HH
=≤==
σσ
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
].[464][][9,1273,1.4,98.
max
13max3
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
].[360][][15,1243,1.5,95.
max2max
44
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ