4.Tinh toan bo truyen banh rang_REV02 (1).docx

spkt

1. HƯỚNG DẪN THỰC HIỆN
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
(phần tính toán bộ truyền bánh răng)
1|P a g e

2. 1.Thông số đầu vào (input data)
Công suất trên trục bánh răng dẫn, P
I
Tốc độ quay trục bánh răng dẫn, n
I
Tỉ số truyển, u=u
br
Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn, T
I
Thời gian làm việc, L
H, dựa trên số liệu đề cho
Chú ý:
Thông số đầu vào cho bài toán tính toán bộ truyền đai lấy từ bảng thông số kỹ thuật
hệ thống truyền động, phần tô vàng trong bảng bên dưới.
Sinh viên cần đọc hiểu sơ đồ truyền động, ý nghĩ các thông số trình bày trong bảng
thông số kỹ thuật.
Trục
Thông số
Trục động cơ Trục I Trục II
Trục công tác
(trục III)
Công suất, P (kW) P
ctđc
P
I
P
II
P
III
Tỉ số truyền, u u
kn hoặc u
đ (u
1) u
br(u
2) u
kn hoặc u
x (u
3)
Số vòng quay, n (vg/ph) n
đc
n
I
n
II
n
III
Mômen xoắn, T (N.mm)
9,55×10
6
P
ctđc
n
đc
9,55×10
6
P
I
n
I
9,55×10
6
P
II
n
II
9,55×10
6
P
III
n
III
2.Trình tự tính toán
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Tùy theo yêu cầu cụ thể như tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết bị
chế tạo mà có thể chọn vật liệu nhóm I hoặc nhóm II. Tham khảo mục 6.1 [1].
Chú ý:
Hộp giảm tốc công suất trung bình, nhỏ  chọn vật liệu có độ cứng ≤ 350 HB.
Vật liệu có độ cứng thấp  có thể gia công răng chính xác sau nhiệt luyện.
Để tăng khả năng chạy mòn của răng nên nhiệt luyện bánh dẫn có độ cứng lớn hơn
bánh bị dẫn (10 ~ 15) HB.
Lập bảng thông tin vật liệu
Vật
liệu
Nhiệt
luyện
Độ cứng
(HB)
Giới hạn
bền
σb (MPa)
Giới hạn
chảy
σch (MPa)
[σ
H]
(MPa)
[σ
H]
max
(MPa)
[σ
F]
max
(MPa)
BR
dẫn
BR bị
dẫn
2|P a g e

3. Xác định ứng suất cho phép:
Chọn độ cứng HB1, HB2.
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép (6.12) [1]
[σ
H]={
min{[σ
H1],[σ
H2]}trườnghợprăngthẳng
√0,5([σ
H1
2
]+[σ
H2
2
])trườnghợprăngnghiên
Chú ý:
Trường hợp bánh răng răng nghiên cần kiểm tra điều kiện [σ
H]≤1,25.[σ
H]
min
Tính [??????H1] và [??????H2] theo công thức (6.1) [1]
[σ
H1,2]=
σ
Hlim
o
.K
HL
S
H

Trong đó
[σ
H1]: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng dẫn
[σ
H2]: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng bị dẫn
σ
Hlim
o
=2.HB
1,2+70: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở,
bảng 6.2 [1] (nhóm vật liệu thép 40, 45, 40X, 40XL…thường hóa hoặc
tôi cải thiện)
S
H: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, bảng 6.2 [1]
K
HL
=(
N
HO
N
HE)
1/m
H
: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ
với N
HO=30.HB
2,4
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử
tiếp xúc
N
HE
=60.c.n.L
H: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
(bánh răng dẫn = bánh răng bị dẫn); c: số lần tiếp xúc/vòng
quay; n: số vòng quay; L
H: thời gian phục vụ
m
H
=6: bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (sử dụng cho
trường hợp độ cứng HB ≤ 350)
Xác định ứng suất uốn cho phép:
Tính [??????F1] và [??????F12] theo công thức (6.2) [1]:
[σ
F1,2]=
σ
Flim
o
.K
FC.K
FL
S
F
Trong đó
σ
Flim
o
=1,8.HB: ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, bảng
6.2 [1] (nhóm vật liệu thép 40, 45, 40X, 40XL…thường hóa hoặc tôi cải
thiện)
[σ
F1]: ứng suất uốn cho phép bánh răng dẫn
3|P a g e

4. [σ
F2]: ứng suất uốn cho phép bánh răng bị dẫn
S
F: hệ số an toàn khi tính về uốn, bảng 6.2 [1]
K
FC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (đặt tải một phía, quay một
chiều K
FC
=1)
K
FL
=(
N
FO
N
FE)
1/m
F
: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng
với N
FO=4.10
6
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn
(áp dụng cho tất cả các loại thép, trang 93 [1])
N
FE
=60.c.n.L
H: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
(bánh răng dẫn = bánh răng bị dẫn); c: số lần tiếp xúc/vòng
quay; n: số vòng quay; LH: thời gian phục vụ
m
F
=6: bậc đường cong mỏi khi thử về uốn (HB ≤ 350)
Chú ý:
Khi tính N
HE>N
HO thì lấy N
HE=N
HO để tính, do đó K
HL=1; cũng thếN
FE>N
FO thì lấy
N
FE
=N
FO để tính và K
FL
=1.
Ứng suất cho phép khi quá tải:
[??????H]max (trong điều kiện nhiệt luyện thường hóa hoặc tôi cải thiện) theo công thức
(6.13) [1]:
[σ
H]
max
=2,8.σ
ch
và [??????F]max (trường hợp vật liệu có HB ≤ 350) theo công thức (6.14) [1]:
[σ
F]
max
=0,8.σ
ch
Trường hợp bánh răng trụ răng thẳng/nghiên:
Tính chọn khoảng cách trục sơ bộ, tham khảo công thức (6.15a) [1]
a
w
=K
a
(u+1)
[
T
1
.K
Hβ
[σ
H]
2
.u.ψ
ba]
1/3
Trong đó:
a
w: khoảng cách trục (nên chọn khoảng cách trục đến các giá trị tận
cùng bằng 0 hoặc 5, tham khảo tài liệu [1] trang 99, giá trị lựa chọn
lớn hơn giá trị tính toán)
u : tỉ số truyền
T
1: moment xoắn trên trục chủ động
[σ
H]:Ứng suất tiếp xúc cho phép
4|P a g e

5. K
a: hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng, loại răng thẳng hoặc
nghiên. Bảng 6.5 [1] (thép - thép, răng thẳng: 49,5; răng nghiên: 43)
ψ
ba: hệ số chiều rộng vành răng, phụ thuộc vào vị trí lắp bánh răng lên
trục, và độ cứng vật liệu HB1, HB2. Bảng 6.6, bánh răng bố trí đối
xứng, HB1, HB2 < 350HB, ψ
ba = 0,3 ~ 0,5, ψ
bamax = 1,2 ~1,6; nên chọn
theo các giá trị tiêu chuẩn 0,315; 0,4; 0,5 (xem chi tiết tài liệu [2],
trang 95) ψ
ba lớn sẽ làm giảm kích thước, khối lượng bộ truyền nhưng
làm tăng sự phân bố tải không đều trên chiều rộng vành răng.
K
Hβ: hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
bảng 6.7 [1], tra theo trị số ψ
bd (lấy theo số lớn hơn gần nhất) & sơ đồ
bố trí bánh răng trên trục sơ đồ 6, HB1, HB2 < 350HB;
ψ
bd=0,53.ψ
ba(u+1)
Xác định các thông số ăn khớp:
Xác định mô đun, m (mm) (6.17) [1]:
m=(0,01÷0,02).a
w
Chọn m theo tiêu chuẩn bảng 6.8 [1]; với các chú ý:
Nếu cùng đường kính vòng chia, m lớn  tăng đường kính vòng đỉnh, chiều
cao răng dày răng, và bề rộng rãnh;
Cùng đường kính vòng chia, m lớn  giảm số răng, tăng tổn thất ăn khớp,
giảm hiệu suất;
m nhỏ  tăng số răng, tăng hệ số trùng khớp ngang, giảm tiếng ồn giảm khối
lượng cắt răng, hao phí vật liệu tuy nhiên giảm độ bền uốn;
Nếu kiểm tra độ bền uốn không thỏa  cần tăng m;
Trong các bộ truyền truyền lực là chủ yếu, không nên lấy m < 1,5 ~ 2mm.
Xác định số răng:
Đối với bánh răng trụ răng thẳng (góc nghiên răng β = 0):
Số răng z
1 (bánh răng dẫn) tính theo công thức (6.19) [1], lấy số nguyên:
z
1
=
2a
w
m(u+1)
Số răng nên chọn giá trị lớn nhất có thể với những lý do: giảm chi phí cắt
răng, giảm ma sát, tăng hệ số trùng khớp. Nên chọn z
1
=20…24 khi
H<300HB, z
1
=17…20 khi 35HRC≤H≤52HRC. Với bánh răng trụ răng thẳng
không dịch chỉnh, góc ăn khớp α=20
0
, số răng nhỏ nhất z
min
=17 (xem chi tiết
tài liệu [2] trang 94, 95).
Tính z
2 (bánh răng bị dẫn) theo công thức (6.20) [1], lấy số nguyên:
5|P a g e

6. z
2
=u.z
1
Để đơn giản các bước tính toán thiết kế, không dùng phương pháp cắt răng
có dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục đã chọn, thay vào đó sau khi có
số răng z
1,z
2 ta tính lại khoảng cách trục theo công thức (6.21) [1]:
a
w
=
m(z
1
+z
2)
2
Đối với bánh răng trụ răng nghiên:
Chọn sơ bộ góc nghiên răng 8
0
≤β≤20
0
, tính z
1 (bánh răng dẫn) theo công
thức (6.31) [1], chọn số nguyên.
z
1
=
2a
w
cos⁡β
m(u+1)
Số răng nên chọn giá trị lớn nhất có thể với những lý do: giảm chi phí cắt
răng, giảm ma sát, tăng hệ số trùng khớp. Nên chọn z
1
=20…24 khi
H<300HB, z
1
=17…20 khi 35HRC≤H≤52HRC. Đối với bánh răng trụ răng
nghiên z
min≈17/cos
3
β, trong đó β góc nghiên răng (xem chi tiết tài liệu [2]
trang 94, 95).
Tính z
2 (bánh răng bị dẫn) theo công thức (6.20) [1], chọn số nguyên:
z
2
=u.z
1
Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên, để đảm bảo khoảng cách trục
lựa chọn theo tiêu chuẩn, sử dụng thay đổi góc nghiên răng thay cho dịch
chỉnh, do đó khi có số răng z
1
,z
2 cần tính lại góc nghiêng ?????? theo công thức
(6.32) [1]:
cosβ=
m(z
1+z
2)
2a
w
vớiđiềukiện:cos20
0
≤cosβ=¿[
m(z
1+z
2)
2a
w]
≤cos8
0
¿
Trường hợp ?????? nằm ngoài phạm vi cho phép nêu trên cần chọn lại z
1 và lặp lại
việc tính sao cho ?????? thỏa điều kiện.
Sử dụng ?????? vừa tính lại ở bước trên, kiểm tra khoảng cách trục theo công
thức (6.18) [1]:
a
w
=
m(z
1+z
2)
2cosβ
Tỉ số truyền thực tế bộ truyền bánh răng
u
brtt
=z
2
/z
1
Tính sai lệch tỉ số truyền hệ thống, kiểm tra điều kiện Δu
hệthống
≤5%
6|P a g e

7. Δu
hệthống
=
u
brtt
×u
đtt
−u
ch
u
ch
×100%
Hoặc
Δu
hệthống
=
u
brtt
×u
xtt
−u
ch
u
ch
×100%
Trong đó:
u
đtt=d
2/[d
1(1−ξ)], tỉ số truyền thực bộ truyền đai
u
xtt
=z
2
/z
1, tỉ số truyền thực bộ truyền xích
u
brtt
=z
2
/z
1, tỉ số truyền thực bộ truyền bánh răng
u
ch, tỉ số truyền chung của hệ thống (xem phần chọn động cơ phân
phối tỉ số truyền)
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Tính ứng suất tiếp xúc σ
H, và kiểm tra bền điều kiện bền tiếp xúc theo công thức
(6.33) [1]:
σ
H
=Z
M
Z
H
Z
ε√
2.T
1
.K
H
.(u±1)
(b
w.u.d
w1
2
)
≤[σ
H]
Trong đó:
Z
M: tra bảng 6.5 [1]. Cụ thể Z
M
=274
Z
H: theo công thức (6.34)[1]:Z
H=√2cosβ
b/sin2α
tw với tgβ
b
=cosα
t
.tgβ,
vàα
tw
=α
t
=arctg(tgα/cosβ). Chú ý với bánh trụ răng thẳng cosβ
b
=1.
Z
ε: theo công thức (6.36) [1].
Đối với bánh trụ răng thẳng thì Z
ε tính theo công thức (6.36 a) [1]:
Z
ε
=√(4−ε
α)/3 khi ε
β
=0;
Đối với bánh răng trụ răng nghiêng tính theo công thức (6.36 b, c) [1]:
Z
ε=√
(4−ε
α)(1−ε
β)
3
+
ε
β
ε
α
khiε
β<1
Z
ε=√1/ε
αkhiε
β≥1;
Hệ số trùng khớp ngang ε
α tính theo công thức (6.38 b) [1]:
ε
α=[
1,88−3,2(
1
z
1
+
1
z
2)]
cosβ
và hệ số trùng khớp dọc ε
βtính theo công thức (6.37) [1]:
ε
β
=
b
w
.sinβ
(m.π)
7|P a g e

8. K
H: theo công thức (6.39) [1]: K
H=K
Hβ.K
Hα.K
Hv với K
Hβ tra bảng 6.7
[1]; K
Hα tra bảng 6.14 [1], bánh răng thẳng K
Hα
=1; K
Hv là hệ số kể
đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức
(6.41) [1]:
K
Hv=1+
v
H
.b
w
.d
w1
2.T
1.K
Hβ.K
Hα
Trong đó:
v
H: tính theo công thức (6.42) [1], v
H=δ
Hg
ov√a
w/u điều kiện v
H
<v
Hmax;
v tính theo công thức (6.40) [1], v=πd
w1
n
1
/60000với d
w1 là đường kính
vòng lăn bánh nhỏ theo công thức bảng 6.11 [1]; n
1 là số vòng quay
của bánh chủ động (vg/ph); δ
H là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai
số ăn khớp, tra bảng 6.15 [1]; g
o là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai
lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16[1]; v
Hmax xác định từ khả
năng chịu tải trọng động lớn của bánh răng, tra bảng 6.17[1];
b
w
=ψ
ba
a
w (mm) là chiều rộng vành răng.
Trường hợp σ
H<[σ
H], cần kiểm tra điều kiện:
[σ
H]−σ
H
[σ
H]
100%≥10%
 thừa bền, cần giảm ψ
ba hoặc giảm khoảng cách trục ??????.
Trường hợp σ
H
>[σ
H], cần kiểm tra điều kiện:
σ
H
−[σ
H]
[σ
H]
100%≤4%
 giữ nguyên kết quả tính toán và tăng chiều rộng vành răng theo
công thức tính lại b
w=ψ
baa
w(σ
H/[σ
H])
2
.
σ
H−[σ
H]
[σ
H]
100%≥4%
 tăng khoảng cách trục a
w và tính lại
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Tính ứng suất uốn σ
F, và kiểm tra điều kiện bền uốn theo công thức (6.43) và
(6.44) [1]:
σ
F1
=
2T
1
K
F
YεY
β
Y
F1
B
wd
w1m
≤[σ
F1]
σ
F2
=
σ
F1
Y
F2
Y
F1
≤[σ
F2]
Trong đó:
8|P a g e

9. Yε=1/ε
α hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Y
β=1−β
o
/140 hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Y
F1
,Y
F2 hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18 [1] với
z
v1=z
1/(cos
β
3
) và z
v2=z
2/(cos
β
3
) (lấy theo trị số nhỏ hơn gần nhất)
K
F
=K
Fβ
K
Fα
K
Fv hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K
Fβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [1]
K
Fα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 [1], (K
Fα=1 cho
trường hợp răng thẳng)
K
Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn tính theo công thức (6.46) [1]:
K
Fv
=1+
v
F
b
w
d
w1
2T
1K
FβK
Fα
với v
F=δ
Fg
ov√a
w/u theo công thức (6.47) [1]
Trường hợp σ
F1≥[σ
F1] hoặc σ
F2≥[σ
F2] cần tăng môđun, m, chọn lại các thông số
bánh răng z
1
,z
2
,β… và tính toán lại
Kiểm nghiệm bền răng về quá tải
Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép theo công thức (6.48) [1]:
σ
Hmax=σ
H√K
qt≤[σ
H]
max
Kiểm tra ứng suất uốn cực đại cho phép theo công thức (6.49) [1]:
σ
F1,2max
=σ
F1,2
K
qt
≤[σ
F1,2]
max
Trong đó:
K
qt
=1 hệ số quá tải
Lực tác dụng khi ăn khớp
Lực vòng
F
t1
=
2T
1
d
w1
=F
t2
Lực hướng tâm
F
r1=
F
t1
tgα
tw
cosβ
=F
r2
Lực dọc trục (bánh răng trụ răng thẳng không có)
9|P a g e

10. F
a1
=F
t1
tgβ=F
a2
Chú ý: Sinh viên tham khảo phân tích lực tác dụng lên bánh răng khi ăn khớp bộ
truyền bánh răng trụ răng nghiêng như hình bên dưới. Mũi tên đậm mô tả lực tác
dụng lên bánh bị dẫn. Trường hợp răng thẳng F
a1
=F
a2
=0.
Trường hợp bánh răng côn răng thẳng:
Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài theo công thức (6.52a) [1]:
R
e=K
R√u
2
+1.
3
√
T
1K
Hβ
[(1−K
be)K
be
u[σ
H]
2
]
Trong đó:
K
R=0,5K
d: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,
K
d=100MPa
1/3
. Trường hợp vật liệu thép - thép, răng thẳng có thể lấy
K
R
=49,5; răng nghiên K
R
=43.
K
Hβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng bánh răng côn, bảng 6.21[1] với trình tự sau: Tính
K
beu/(2−K
be)(chọn trị số gần nhất)  chọn sơ đồ bố trí và dựa vào
loại răng thẳng, độ cứng HB, ta sẽ tra được K
Hβ .
K
be hệ số chiều rộng vành răng K
be
=b/R
e
=0,25…0,3; trị số nhỏ khiu>3
; lớn khi u≤3
Đường kính chia ngoài tính theo công thức (6.52b) [1]:
d
e1
=
2R
e
√1+u
2
Xác định số răng bánh dẫn: tính theo công thức z
1=1,6Z
1p; dựa vào d
e1và tỉ số truyền
u tra bảng 6.22 [1] được số răng Z
1p; chọn z1 là số nguyên.
Chú ý: Số răng nên chọn giá trị lớn nhất có thể với những lý do: giảm chi phí cắt răng,
giảm ma sát, tăng hệ số trùng khớp.
10|P a g e

11. Tính đường kính trung bình: theo công thức (6.54) [1]: d
m1=(1−0,5K
be)d
e1và mô đun
trung bình theo công thức (6.55) [1]: m
tm
=d
m1
/z
1
Xác định mô đun vòng ngoài theo công thức (6.56) [1]:
m
te
=
m
tm
1−0,5K
be
Chọn m
te theo tiêu chuẩn bảng 6.8 [1], sau đó tính lại mô đun vòng trung bình theo
mô đun tiêu chuẩn: m
tm
=m
te(1−0,5K
be).
Chú ý:
Nếu cùng đường kính vòng chia, m lớn  tăng đường kính vòng đỉnh, chiều
cao răng dày răng, và bề rộng rãnh;
Cùng đường kính vòng chia, m lớn  giảm số răng, tăng tổn thất ăn khớp,
giảm hiệu suất;
m nhỏ  tăng số răng, tăng hệ số trùng khớp ngang, giảm tiếng ồn giảm khối
lượng cắt răng, hao phí vật liệu tuy nhiên giảm độ bền uốn;
Nếu kiểm tra độ bền uốn không thõa  cần tăng m;
Trong các bộ truyền truyền lực là chủ yếu, không nên lấy m < 1,5 ~ 2mm.
Tính lại số răng z
1 theo công thức: z
1
=d
m1
/m
tm
; chọnz
1 là số nguyên  Tính z
2
=uz
1
 chọn z
2 là số nguyên.
Tỉ số truyền thực tế bộ truyền bánh răng:
u
brtt
=z
2
/z
1
Tính sai lệch tỉ số truyền hệ thống, kiểm tra điều kiện đầu bài Δu
hệthống
≤5%
Δu
hệthống
=
u
brtt
×u
đtt
−u
ch
u
ch
×100%
Hoặc
Δu
hệthống
=
u
brtt×u
xtt−u
ch
u
ch
×100%
Trong đó:
u
đtt=d
2/[d
1(1−ξ)], tỉ số truyền thực bộ truyền đai
u
xtt
=z
2
/z
1, tỉ số truyền thực bộ truyền xích
u
brtt
=z
2
/z
1, tỉ số truyền thực bộ truyền bánh răng
u
ch, tỉ số truyền chung của hệ thống (xem phần chọn động cơ phân phối tỉ
số truyền)
Xác định các góc ôm chia theo công thức: δ
1=arctg(z¿¿1/z
2)¿; δ
2=90
0
−δ
1
Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài theo công thức:
 d
m1
=z
1
.m
tm; R
e=0,5m
te√z
1
2
+z
2
2
và bề rộng vành răng(mm): b=K
be
.R
e.
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
11|P a g e

12. Tính ứng suất tiếp xúc σ
H, và kiểm tra điểu kiện bền tiếp xúc theo công thức (6.58)
[1]:
σ
H
=Z
M
Z
H
Z
ε√2T
1
K
H√u
2
+1/(0,85.b.u.d
m1
2
)≤[σ
H]
Trong đó:
Z
M hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, bảng 6.5
[1];
Z
H hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, bảng 6.12 [1];
Z
ε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Z
ε
=√(4−ε
α)/3 với
ε
α=[
1,88−3,2(
1
Z
1
+
1
Z
2)]
cosβ
m
K
H
=K
Hβ
K
Hα
K
Hv hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
K
Hβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, Tra bảng 6.21 [1];
K
Hα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14[1] (bánh răng côn răng thẳng = 1);
K
Hv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:
K
Hv
=1+
v
H.b.d
m1
2T
1K
HβK
Hα
Trong đó:
v
H
=δ
H
g
o
v√
d
m1(u+1)
u
<v
Hmax
v tính theo công thức 6.40[1]:v=πd
m1
n
1
/60000; d
m1đường kính vòng
lăn bánh nhỏ; n
1 là số vòng quay của bánh chủ động (vg/ph)
δ
H hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 [1]
g
o hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra
bảng 6.16 [1];
v
Hmax xác định từ khả năng chịu tải trọng động lớn của bánh răng, bảng
6.17 [1].
Trường hợp σ
H
<[σ
H], cần kiểm tra điều kiện:
[σ
H]−σ
H
[σ
H]
×100%≥10%
 thừa bền, cần giảm b hoặc chiều dài côn ngoài R
e.
12|P a g e

13. Trường hợp σ
H>[σ
H], cần kiểm tra điều kiện:
σ
H
−[σ
H]
[σ
H]
×100%≤4%
 giữ nguyên kết quả tính toán và tăng chiều rộng theo công thức tính lại
b=K
beR
e(σ
H/[σ
H])
2
.
σ
H
−[σ
H]
[σ
H]
×100%≥4%
 tăng chiều dài côn ngoài R
e và tính lại.
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Tính ứng suất uốn, và kiểm tra điều kiện bền uốn theo công thức (6.65) và (6.66)
[1]:
σ
F1=
2T
1
K
F
YεY
β
Y
F1
0,85.b.m
nm.d
m1
≤[σ
F1]
σ
F2
=
σ
F1
Y
F2
Y
F1
≤[σ
F2]
Trong đó:
Yε=1/ε
α hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
Y
β=1−(β
n
o
)/140 hệ số kể đến độ nghiêng của răng;
Y
F1
,Y
F2 hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18 [1] với
z
v1=z
1/(cos
β
3
) và z
v2=z
2/(cos
β
3
);
K
F
=K
Fβ
K
Fα
K
Fv hệ số tải trọng khi tính về uốn;
K
Fβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn, tra bảng 6.21 [1];
K
Fα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 [1], (bánh răng côn
răng thẳng K
Fα
=1);
K
Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn tính theo công thức (6.68) [1]:
K
Fv
=1+
v
F
.b.d
m1
2T
1K
FβK
Fα
Trong đó:
v
F
=δ
F
g
o
v√
d
m1(u+1)
u
13|P a g e

14. Trường hợp σ
F1≥[σ
F1] hoặc σ
F2≥[σ
F2] cần tăng môđun, m, chọn lại các thông số
bánh răng bánh răng côn và tính toán lại
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Thực hiện các bước giống trường hợp bánh răng trụ.
Lực tác dụng khi ăn khớp
Lực vòng
F
t1=
2T
I
d
m1
=F
t2
Lực hướng tâm:
F
r1
=F
t1
.tgα.cosδ
1
=F
a2
Lực dọc trục:
F
a1
=F
t1
.tgα.sinδ
1
=F
r2
Trong đó:
α: góc ăn khớp, thường lấy α=20
0

Chú ý: Sinh viên tham khảo phân tích lực tác dụng lên các bánh răng khi ăn khớp bộ
truyền bánh răng côn răng thẳng như hình bên dưới. Mũi tên đậm mô tả lực tác
dụng lên bánh bị dẫn.
3.Bảng thông số kỹ thuật của bộ truyền động (output)
Trường hợp bánh răng trụ răng thẳng/nghiên:
Thông số Ký hiệuGiá trịĐơn vị
Công suất trục dẫn ??????1 kW
Tốc độ quay trục dẫn ??????1 vòng/phút
Mô men xoắn trên trục dẫn ??????I ??????.????????????
14|P a g e

15. Tỉ số truyền thực tế u
brtt
Thời gian làm việc L
H giờ
Khoảng cách trục ??????w ????????????
Mô đun pháp/mô đun
??????n hoặc
??????
????????????
Chiều rộng vành răng ?????? ????????????
Góc nghiêng (BTRT không có) ?????? độ
Góc ăn khớp ??????tw độ
Số răng bánh dẫn z1 ??????ă????????????
Số răng bánh bị dẫn z2 ??????ă????????????
Đường kính vòng lăn bánh dẫn ??????w1 ????????????
Đường kính vòng lăn bánh bị dẫn ??????w2 ????????????
Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn??????a1 ????????????
Đường kính vòng đỉnh bánh bị
dẫn
??????a2 ????????????
Đường kính vòng đáy bánh dẫn ??????f1 ????????????
Đường kính vòng đáy bánh bị dẫn??????f2 ????????????
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng??????H ??????????????????
Lực tác ăn khớp
Lực vòng F
t ??????
Lực hướng tâm F
r ??????
Lực dọc trục (răng thẳng F
a
=0) F
a ??????
Trường hợp bánh răng côn răng thẳng:
Thông số Ký hiệuGiá trịĐơn vị
Công suất trục bánh răng dẫn ??????1 kW
Tốc độ quay trục dẫn ??????1 vòng/
phút
Mô men xoắn trên trục dẫn ??????I ??????.????????????
Tỉ số truyền thực tế u
brtt
Thời gian làm việc L
H giờ
Chiều dài côn ngoài Re ????????????
Mô đun vòng ngoài ??????te ????????????
Chiều rộng vành răng ?????? ????????????
Góc côn chia δ1; δ2 độ
Số răng bánh dẫn z1 ??????ă????????????
Số răng bánh bị dẫn z2 ??????ă????????????
Đường kính vòng chia bánh dẫn ??????e1 ????????????
Đường kính vòng chia bánh bị dẫn ??????e2 ????????????
Đường kính đỉnh răng ngoài bánh dẫn??????a1 ????????????
Đường kính đỉnh răng ngoài bánh bị ??????a2 ????????????
15|P a g e

16. dẫn
Đường kính trung bình bánh dẫn ??????m1 ????????????
Đường kính trung bình bánh bị dẫn??????m2 ????????????
Lực tác ăn khớp
Lực vòng F
t ??????
Lực hướng tâm F
r ??????
Lực dọc trục F
a ??????
Tài liệu tham khảo
[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, 2, NXB GD,
2006.
[2] Nguyễn Hữu Lộc, Thiết kế máy và chi tiết máy, NXB ĐHQG Tp. HCM, 2020.
16|P a g e