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:

dc dc
dm dt
P P≥
(KW)
Trong đó:
dc
dm
P
- công suất định mức của động cơ.

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:
1
k
η
=
;
0,99
ol
η
=
;

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
dm dt
PP≥=
(KW)
3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n
đb

Số vòng quay đồng bộ được chọn sao cho:
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:
db
sb

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
U ==
. Giá trị này thoả mãn
sbnd
UU
∑
∈

Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n
đb
= 1500 (v/ph).


cơ
Công
suất KW
Vận tốc
quay
(v/ph)
Cos
%
η

max
dn
T
T

k
dn
T
T

4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

3
4
3
1
2
F
t

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
dc dc
bd lv bd
P PK KW== =

Ta thấy:
dc dc
mm bd
PP>
. Vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy.
b. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Nhìn vào sơ đồ tải trọng ta thấy tính chất tải trọng là không đổi nên ta không cần
kiểm tra quá tải cho động cơ.
II. Phân phối tỉ số truyền

– 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.
Nên u
ng
= (0,1 ÷ 0,15)u
h

⇒


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
be be
u
u
kk
ψ
≈
−

Trong đó: k
be

 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
I
k
n
n
u
== =
(v/ph)
- Tốc độ quay của trục II:
1
1420

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:

. . 3,7515.1.0,99 3,7140
dc
Ilvkol
PP
ηη
== =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
. . 3,7140.0,96.0,99 3,5298

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 .3,7140
24977,9577
1420
I
I
I
P
T
n
== =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục II:

- 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) Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động

I. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp
1. Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ

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
thường hóa
HB 170…217 600 340

2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép
[]
H

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
ZZK =
và
1
RS XF
YZK =
nên các công thức (1), (2) trở
thành:

lim

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)

0
lim
1, 8
F
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
=+=+=
(MPa)

0
lim3 3
1,8 1,8.215 387
F
HB
σ
===
(MPa)
Bánh lớn:
0
lim 4 4

H
HO
m
HL
HE
N
K
N
=
(5) ;
F
FO
m
FL
FE
N
K
N
=
(6)
Với:
-

m
H
, m
F
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: m
H

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
HO4
= 30.200
2,4
= 0,99.10
7

- N
FO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Với tất cả các loại thép thì: N
FO
= 4.10


- 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== =

- Trong bộ truyền bánh răng trụ:
Bánh nhỏ có: n
3
= 335,5745 (v/ph) nên:

9
33
60.1.335,5745.16352 0,33.10
HE FE
NN== =

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=>=
>
lấy
22HE HO
NN=

Vậy từ (5)
>
K
HL2

>
K
HL3
= 1.

76
33
33.10 4.10
FE FO
NN=>=
>
lấy
33FEFO
NN=

Vậy từ (6)
>
K
FL3
= 1.

77
44
12.10 0,99.10
HE HO
NN=>=
>
lấy
44HE HO
NN=

= 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
σ
===
(MPa)

lim1
11
441

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
481,82
HH
σσ
==
(MPa).Vì
[][]
12HH
σσ
>
.

===
(MPa)

- Bộ truyền bánh răng trụ (cấp chậm):

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

lim3
33
387
[ ] .1.1 221,14
1, 75
o
F
FFCFL
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
H
σσ
σ
+
+
== =
(Mpa)
Ta thấy
[]'
H
σ
thỏa mãn điều kiện:
[ ][]


[]
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
2
3
2
1
.
1.
(1 ). . .
H
eR
be be H
TK
RKu
KKu

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
Từ đó ⇒
1
.
0,3.4,2315
0,75
220,3
be
be
Ku
K
==
−−

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
V
ZZ≥=
, trong đó:
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
1
1
os
V
Z
Z
c
δ
=

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
e
R
KR R
d
Ku u
=== =
++ +
(mm)
Kết hợp d
e1
= 54 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền
u = 4,2315, tra bảng 6.22, [I] ta được số răng Z

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
m
m
K
===
−−
(mm)
Từ bảng 6.8, [I]: Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn m
te
theo giá trị tiêu chuẩn
m

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
1
2
28
13,32
118
o
Z
acrtg acrtg
Z


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
σ σ
+
=≤
(11)
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

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
⎡⎤
⎛⎞
⎡⎤
⎛⎞
=− + =− + =
⎢⎥
⎜⎟
⎜⎟
⎢⎥
⎝⎠

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
=

+)
HV
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo công thức 6.63, [I], ta có:

1
1
1
2

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.
Cũng theo bảng 6.15, [I], ta có:
0,006
H
δ
=

Theo bảng 6.16, [I], ta có g
o
= 56
Trong đó: g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.

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:
[ ] [ ]
.
H HVRXH
cx
Z ZK
σσ
=

-

Do vận tốc vòng: v = 3,41 m/s < 5 m/s ⇒ Z

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
c
δδ
=⇒=

⇒
22 2 2
2 . os 228 2.1,3.0,23 228,6
ae e ae
dd hc
δ
=+ = + =
(mm)
Ta có d
ae2
< 700 mm ⇒ K

σσ
σ
σ
−
−
Δ= = = <

Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

15
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
474,81
. . 0,3.117,38. 37,89
457,729
H
be e

H
σ
=
MPa <
[ ]
457,729
H
cx
σ
=
MPa nên bộ truyền đảm bảo về
tiếp xúc.

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối
với mỗi bánh răng. Điều kiện bền uốn được viết như sau:

[]
11
11
1
2
0,85.
FF
FF
tm m
TK YY Y
bm d
εβ
σ σ

=

-
1F
Y
,
2F
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
thức sau (theo [I]):

1
1
1
27
27,75
os os13,32
vn
o
Z
Z
cc
δ
== =2
2
2


- K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
..
FFFFV
K KKK
βα
=

Trong đó:
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

16
+)
F
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
Ta có:
38
0,32
117,38
be
e
b
K
R
== =

α
=

+)
HV
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Ta có:
1
1
1
2
Fm
FV
FF
vbd
K
TK K
β α
=+

Trong đó:
()
1
.1
...
m
FFo
du
vgv

==1
1
23,02.38.45,9
11 1,47
2 2.24977,9577.1,7.1
Fm
FV
FF
vbd
K
TK K
βα
⇒=+ =+ =

Vậy
. . 1, 7.1.1, 47 2, 5
FFFFV
KKKK
βα
===

-
Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với hệ số trùng khớp ngang
1, 73

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
=

Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

17
Trong đó: Y
R
= 1 (Theo tài liệu [I])
Y
S
= 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(1,7) = 1,04
K


[][]
22
. . . 236,57.1.1,04.1 246,03
FFRSXF
cx
YYK
σσ
===
(MPa)
Ta có:
1
100,6
F
σ
=
(MPa) <
[ ]
1
262,08
F
cx
σ
=
(MPa)

2
104,34
F
σ

H
σ

không được vượt quá một giá trị cho phép:

[ ]
max
max
HHqtH
K
σσ σ
=≤
(14)
Ta có:
max
456,66 1,5 559,29
HHqt
K
σσ
== =
(MPa)
Mà:
[]
max
1260
H
σ
=
(MPa) nên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn.
Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,

(MPa)
Mà:
[ ]
1
max
464
F
σ
=
(MPa)

[ ]
2
max
360
F
σ
=
(MPa)

[]
1max 1
ax
FF
m
σσ
⇒<
và
[ ]
2max 2

2
= - 0,35
Theo các công thức trong bảng 6.19, [I] ta tính được:
Đường kính chia ngoài d
e1
= 54 mm
d
e2
= 228 mm
Đường kính trung bình d
m1
= 45,9 mm
d
m2
= 193,8 mm
Góc côn chia δ
1
= 13,32
0
δ
2
= 76,68
0

Chiều cao răng ngoài h
e
= 4,4 mm
Chiều cao đầu răng ngoài h
ae1
= 2,7 mm

2
3
w2
2
22
(1)
'
H
a
Hba
TK
aKu
u
β
σψ
=+
(16)
Trong đó:
- Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền cấp
chậm là truyền động bánh răng trụ răng nghiêng bằng thép - thép nên tra bảng 6.5, [I]
ta được K
a
= 43 MPa
1/3

- T
2
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
T
2

ba
b
a
ψ
=
: Hệ số chiều rộng bảnh răng
Theo bảng 6.6, [I] ta chọn
2
0,3
ba
ψ
=

Từ đó theo công thức 6.16, [I] ta có:

2
0,53 ( 1) 0,53.0,3(2, 7018 1) 0,59
bd ba
u
ψ ψ
=+= +=

-
H
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Giá trị của
H


3
w
2
100453,3718.1,03
43(2,7018 1) 138,35
440,91 .2,7018.0,3
amm=+ =

Lấy a
w
= 140 mm

b) Xác định các thông số ăn khớp

Xác định môđun
Theo công thức 6.17, [I] ta có:

( )
w
(0,01 0,02) (0,01 0,02).140 1,4 2,8ma=÷ =÷ =÷
(mm)
Theo bảng 6.8, [I] ta chọn môđun tiêu chuẩn là môđun pháp m
n
= 2

Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x
Giữa khoảng cách trục a
w
, số răng bánh nhỏ Z

2.140. os10
37,24
12.2,70181
n
ac
c
Z
mu
β
== =
++

Lấy Z
3
= 37 răng.
- Số răng bánh lớn: Z
4
= u
2
.Z
3
= 2,7018.33 = 99,97
Lấy Z
4
= 100 răng.
- Tỉ số truyền thực tế:
4
2
3
100
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện
sau:

()
[]
22
2
w2w3
2. 1
.
.
H
H MH H
TK u
ZZZ
bud
ε
σ σ
+
=≤
(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

Với
t
α
và
w
t
α
lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp.
Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên theo tài
liệu [I] ta có:

0
0
w
20
ar ( ) 20,37
os 0,98
tt
tg tg
arctg ctg
c
α
αα
β
⎛⎞
== = =
⎜⎟
⎝⎠

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

10,76
o
b
β
=
⇒
os 0,982
b
c
β
=

Vậy từ (19) ta có:
2.0,982
1, 734
0,653
H
Z ==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

>
nên
1
Z
ε
α
ε
=

Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

21

α
ε
- hệ số trùng khớp ngang
Áp dụng công thức gần đúng ta có:

0
34
11 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os11,48 1,73
37 100
cc
ZZ
α
εβ
⎡⎤
⎛⎞
⎡⎤


Trong đó:
-
1, 03
H
K
β
=H
K
α
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp.
Ở đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên
H
K
α
được tra trong bảng
6.14, [I]. Để tra được giá trị của
H
K
α
và
HV
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.

1, 33
60.10 60.10
dn
v
π
π
== =
(m/s)
Dựa vào bảng 6.13, [I], do v < 4 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác 9.
Vậy theo bảng 6.14, [I] ta có:
1,13
H
K
α
=
và
1, 37
F
K
α
=

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

ww3
2

o
= 73

H
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:
0,002
H
δ
=

Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

22
Vậy
w
2
140
. . . 0,002.73.1,33. 1,4
2,7
HHo
a
vgv
u
δ
== =

H
σ
+
==
(Mpa)

¾
Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc
Theo các công thức (1) và (3) ta có:
[ ] [ ]
'.
HHVRXH
cx
Z ZK
σσ
=

-

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

[ ] [ ]
'. 440,91.1.0,95.1 418,86
HHVRXH
cx
ZZK
σσ
===
(MPa)
⇒ Sự chênh lệch giữa
H
σ
và
[ ]
H
cx
σ
là:

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

σ
ψ
σ
⎛⎞
⎛⎞
== =
⎜⎟
⎜⎟
⎜⎟
⎝⎠
⎝⎠
(mm)
Lấy b
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


[]
23
33
ww3
2
FF
FF
n
TK YYY
bmd
εβ
σσ
=≤
(20)

[]
4
43 4
3
F
FF F
F
Y
Y
σσ σ
=≤
(21)
Trong đó:
b

== =Y
β
- hệ số kể đến độ nghiêng của răng
11, 48
1 1 0,918
140 140
Y
β
β
=− =− =
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

cc
β
== =

Từ các số liệu trên ta tra bảng 6.18, [I] ta được:

3
3, 7
F
Y =
và
4
3, 6
F
Y =

K
F
- hệ số tải trọng khi tính về uốn
..
FFFFV
K KKK
βα
=

Với:
1, 37
F
K
α

u
δ
=

Với: g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

24
Do m
n
= 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

2.100453,3718.1,55.0,58.0,918.3,7
94,26
43.2.75, 68
F
σ
==
(MPa)

4
43
3
3,6
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

F
σ
=
(MPa)
Vậy:
[][]
33
. . . 221,14.1.1,03.1 227,77
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
=

= 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
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

25
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
'
HHqtH
K
σσ σ
=≤
(22)
Ta có:

3max 3
94,26.1,5 141,39
FFqt
K
σ σ
== =
(MPa)

4max 4
91,71.1,5 137,57
FFqt
K
σ σ
== =
(MPa)
Mà:
[ ]
3
max
360
F
σ
=
(MPa)

[ ]
4
max
272
F

= 2 mm
Chiều rộng vành răng b
w4
= 43 mm
b
w3
= 50 mm
Tỉ số truyền u
2
= 2,7
Góc nghiêng của răng β = 11,48
0

Số răng bánh răng Z
3
= 37 Z
4
= 100
Hệ số dịch chỉnh x
3
= 0 x
4
= 0
Theo các công thức trong bảng 6.11, [I] ta tính được:
Đường kính chia d
3
= 75,51 mm
d
4
= 204,08 mm