Luận văn Thiết kế hộp giảm tốc 350

Lời nói đầu
Ngành cơ khí chế tạo máy là một trong những ngành then chốtcủa nền kinh
tế quốc dân , nó góp phần không nhỏ vào quá tình công nghiệp hoá ,hiên đại hoá đất
nước .Đặc biệt là trong giai đoạn hiện nay nền khoa học trên thế giới và trong nước
đang ngày càng phát triển mạnh mẽ.
ở nước ta hiện nay trong công cuộc đổi mới và phát triển nền kinh tế .Viêc
đầu tư vào nền công nghiệp nặng là chủ yếu ,nhất là trong lĩnh vực sản xuất máy
móc ,thiết bị cơ khí như các bơm dung dịch có áp suất cao ở trong công ty đạmcho
đến các băng tải vận chuyển xi măng hoặc băng tải vận chuyển đá ,than và các hệ
thống tời ,cầu trục nâng hàng…Đều phải sử dụng đến hộp giảm tốc để biến đổi lực
và chuyển động.
Vì vậy nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc 350 là để phục vụ cho việc vận
chuyển băng tải đạm ,băng tải than , các bơm nén có áp suất an toàn và ổn định, các
hệ thống tời ,cầu trục nâng hàng…Với giá thành phù hợp và đảm bảo chất lượng
theo yêu cầu
mà không phải nhập khẩu của nước ngoài.
Với phương án sử dụng hộp giảm tốc có thể sử dụng trong nhà xưởng có
diện tích hẹp hoặc trong các phân xưởng lớn giúp cho người công nhân vân hành
băng tải và máy móc được dễ ràng , đảm bảo an toàn và nâng cao năng suất lao
động.
PhầnI
Tính toán các thông số chính của hộp giảm tốc 350,
Xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc bản vẽ thân hộp và bản vẽ nắp hộp.
• Giới thiệu chung về hộp giảm tốc 350.
- Hộp giảm tốc 350 đượcdùngrộngrãi trong các cơ sở sản xuất, Hộp giảm tốc kết hợp
với một số sản phẩm cơ khí khác dùnglàm tời nâng, hạ hàng nặng dùng làm cần cẩu,
dầm cầu trục, băng tải…
1

- Hộp giảm tốc làm giảm tốc độ từ đầu vào nối với trục động cơ điện đến dầu ra, đầu
công tác yêu cầu lực ởđầu ra là lớn do đó yêu cầu đặt ra để thiết kế vỏ hộp giảm tốc

là gọn nhẹ, nhưng đủ cứng vững, giá thành hạ mà vẫn đảm bảo các yêu cầu về kỹ
thuật. Vậy để làm giảm giá thành sản phẩm ta sử dụng phương pháp chế tạo hộp
giảm tốc 350 là hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ hai cấp, vì kết cấu của hộp đơn
giản tuổi thọ cao có thể sử dụng trong phạm vi rộng rãi của vận tốc và tải trọng, tuy
nhiên hộp giảm tốc kiểu này có nhược điểm làcác bánh răng bố trí không đối xứng
với các ổ đỡ do đó làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng. Vậy
cần thiết kế trục đủ cứng, đặc biệt là các bánh răng nhiệt luyện đạt độ cứng đảm bảo
khi có tải trọng thay đổi và chú ý chọn ổ lăn cho hợp lý.
- Qua các yêu cầu đặt ta ở trên để thiết kế vỏ hộp giảm tốc 350 trước hết ta phải thiết
kế phần ruột của hộp giảm tốc để từ đó tính toán thiết kế vỏ hộp cho hợp lý.
Từ dữ liệu đã cho là hộp giảm tốc 350, ta hiểu khoảng cách hai trục xa nhất là
350mm.
Vậy trọn khoảng cách trục I và trục II là: aw
1
= 150mm
Khoảng cách trục II và trục III là: aw
2
= 200mm
Giả sử hộp giảm tốc dùng làm tời nâng, hạ vật nặng chạy hai chiều.
Giả sử lực kéo là 3000kg = 30000N = F
Vận tốc nâng hạ là V=0.8m/s
đường kính tang tời là D=280mm
Thời hạn phục vụ là Lh=10000 giờ
Vậy đẻ tính toán phần ruột của hộp giảm tốc để suy ra vỏ hộp giảm tốc ta phảiqua
cácbước sau:
+ Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
+Thiết kế bộ truyền bánh răng hai cấp.
+Tính toán thiết kế trục.
+Tính toán chọn ổ lăn.
+Tính kết cấu và xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc, bản vẽ thân hộp, bản

2

vẽ nắp hộp
I- chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
I .1 Chọn động cơ.
I.1.1 Xác địn h công suất động cỏ.
công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức:
p
y/c
=p
ct
/ η
o

với p
yc
là công suất yêu cầu
p
ct
: là công suất công tác .
η
o
: là hiệu suất.
→ xác định Pct như sau:
P
ct
= F.V /1000= 30000x0,8/1000=24(KW).
+ xác định hiệu suấtη
o
:

áp dụng công thức
η= η
bt1
.η
bt2
.η
bt3
.η
k
ô lăn
.η
khớp
trong đó:
η
bt1
- là hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng.
η
bt2
-là hiệu suất bánh răng trụ răng thẳng.
η
ô lăn
-là hiệu suất 1cặp ổ lăn .
η
khớp
-là hiệu suất nối trục.
K- là số cặp ổ lăn.
Tra bảng sách 2.3 T.19 TKHDĐCKT1 ta có :
η
bt1
= 0,98

η
bt2
= 0,98 ; η
k
= 1 ; η
ổlăn
= 0,99 ; k = 4
thay số ta được :
η = 0,98.0,96. 0,99
4
.1=0,92
do đó P
y/c
= p
ct
/η= 24/0.92= 26,08(kw).
I.1.2 xác định hệ số vòng quay cơ sở:
3

- Số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức:
n
sb
= n
ct
.u
sb
Trong đó :
n
ct
- số vòng quay trên trục công tác.

n= 60000.v/πD= 60000.0,8/3.14x280=54,27(v/p).
U
sb
– tỷ số truyền sơ bộ.
Với U
sb
= U
h
.U
n
- Chọn U = U
n
= 1 là tỷ số truyền khớp nối.
U
1
=18(bộ truyền bánh răng trụ 2 cấp).
Theo bảng 2.4 (TKHDĐCKT1) tacó:
U
sb
=18.1=18.
- Thay số vào công thức trên ta có:
n
sb
= 18.54,27=976,86(v/p).
I.1.3. Từ P
y/c
và n
sb
.
Chọn động cơ theo bảng P1.1(TKHDĐCKT1) trang 234 chọn động cơ có các số

hiệunhư sau:
p= 30(kw) T
max
/T
dn
= 2,0.
n= 977(v/p) T
k
/T
dn
=1,2.
η = 0,90
Cosϕ =0,90.
đường kính trục của động cơ φ = 50.
⇒ P
đ/c
> P
y/c.
(thoả mãn). n
đbộ
≈ n

sơ bộ.
I.2-phân phối tỷ số truyền cho các cấp.
I.2.1. Tính lại tỷ số truyền chung.
U= n
đ/c
/n
ct
= 977/54,27=18.

⇒ tỷ số truyền chung cho cả hộp là:
u
h
= u/u
n
= 18/1=18.
I.2.3. phân phối tỷ số truyền cho các cấp trong hộp.
U
h
= u
1
.u
2
4

U
1
– là cấp nhanh gần động cơ.
U
2
– là cấp chậm xa động cơ.
Tra bảng 3.1 trang 43 sách (TKHDĐCKT1).
Với U
h
=18.
U
1
= 5,66.
U
2

=3,18.
I.3 tính được số vòng quay các trục.
+ trục I ta có :
n
1
= n
đ/c
/u
k
= 977/1 = 977 (v/p).
+ trục II ta có :
n
2
= n
1
/u
1.
= 977/5,66 = 172,6 (v/p).
+ trục III ta có :
n
3
= n
2
/u
2
= 172,6/3,18 = 54,28 (v/p).
I.4. công suất các trục:
+ công suất tính từ trục III trở về:
Côngsuất trục III là:
- P

3
= P
ct
/ η
ô
.η
k
vớiη
ô
= 0.99 , η
k
= 1.
⇒ P
3
=24/0.99 = 24,24 (kw).
+ công suất trục II là:
P
2
= P
3
/ η
brt
.η
ô
= 24,24/0,96.0,99 = 25,5 (kw).
+ công suất trục I là:
P
1
= P
2

/ η
ô
.η
bt1
= 25,5/0,96.0,99 = 26,83 (kw).
I.5. tính mô men xoắn trên các trục.
áp dụng công thức:
T
i
= 9,55.10
6
.p
i
/n
i
- Mô men xoắn trục I là:
T
1
= 9,55.10
6
.26,83/977 = 262258,4(N.mm).
- Mô men xoắn trục II là:
T
2
= 9,55.10
6
.25,5/172,6 = 1410921,2(N.mm).
5

- Mô men xoắn trục III là:

T
3
= 9,55.10
6
.24,24/54,28 = 4264775,2(N.mm).
Từ đó ta có bảng thông số sau:
Trục
Thông số
Trục động
cơ
I II III
Công
tác
Tỷ số truyền u
5,66 3,18
Số vòng quay n(v/p)
977 977 172,6 54,28
Công suất P (kw)
30 26,83 25,5 24,24
Mô men xoắn
(N.mm)
262258,4 262258,4 1410921,2 4264775,2
II . Thiết kế bộ truyền bánh răng hai cấp.
II.1 . thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng ở cấp nhanh
- các thông số đầu vào:
P
1
= 26,83 (kw)
T
1

= 262258,4 (N.mm)
n = 977 (v/p)
U = 5,66
- Để tải trọng làm việc tốt ta chọn cặp bánh răng trụ răng nghiêng có góc nghiêng
(8
0
~ 20
0
).
II.1.1 - chọn vật liệu làm bánh răng .vật liệu làm bánh răng phải bền tránh hiện
tượng tróc mỏi bề mặt, hiện tượng dính răng và đảm bảo độ bền uốn trong quá trình
làm việc . Do đó vật liệudùng để làm bánh răng thưòng là thép có chế độ nhiệt luyện
hợp lý
- Theo yêu cầu của bộ truyền ta chọn vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ
cứng HB≤ 350. căn cứ vào bảng 6.1 (TKHDĐCKT1) ta chọn vật liệu làm bánh răng
như sau:
- Bánh nhỏ ta chọn vật liệu là thép 45 thường hoá sau khi gia công và có các thông
số kỹ thuật như sau:
- Độ cứng HB
1
= 170~217 MPa.
6

- Giới hạn bềnσ
b1
= 600 MPa.
- Giới hạn chảyσ
ch1
= 340 MPa.
Do vậy ta chọn HB

1
= 210
- Bánh lớn vật liệu như bánh nhỏ nhưng do bánh lớn làm việc trong điều kiện không
khốc liệt bằng bánh nhỏ nên ta chọn HB
2
= 200
giới hạn bềnσ
b2
= 600MPa.
Giới hạn chảyσ
ch2
= 340MPa
II.1.2- X ác định ứng suất tiếp xúc cho phép.
ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng.
ký hiệu [σ
H
] được xác định bằng công thức:
[σ
H
] = σ
0
H lim
. K
HL
.Z
R
.Z
v
.K
XH

/ S
H.
Trong đó : - S
H
: là hệ số an toàn.
- Z
R
: là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc
- Z
v
: là hệ số xét đến vận tốc vòng .
- K
XH
: hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính
toán sơ bộ ta lấy Z
R
.Z
v
.K
XH
= 1.
Vậy [σ
H
] = σ
0
H lim

. K
HL
/ S

H.
Trong đóσ
0
H lim
giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. Theo bảng 6.2
(TKHDĐCKT1) trang 94 ta có :σ
0
H lim
= 2HB + 70
⇒ Bánh nhỏσ
0
H1 lim
= 2.210 +70 = 490 (MPa).
Bánh lớn:σ
0
H2 lim
= 2.200 +70 = 470 (MPa).
S
H
: hệ số an toàn S
H
= 1,1.
K
HL :
hệ số xét dần đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. Theo 6.3 (TKHDĐCKT1)
trang 93 K
HL
đựoc tínhnhư sau: K
HL
=

6
HE
HO
N
N
. tính toán sơ bộ lấy K
HL
=1
Thay số ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
7

[σ
H
]
1
= σ
0
H1 lim
. K
HL1
/ S
H
= 490.1 / 1,1 = 445,5(MPa)
[σ
H
]
2
= σ
0
H2 lim

. K
HL2
/ S
H
= 470.1 / 1,1 = 427,27(MPa)
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng do đó theo:
[σ
H
] = ([σ
H
]
1
+[σ
H
]
2
)/2=436,36 (MPa)
II.1.3 ứng suất tiêp xúc cho phép được xác định bởi công thức sau:
[σ
F
] = σ
0
F lim
. Y
R
.Y
S
.K
xF
.K

FC
.K
FL
/ S
F
.
trong đó:σ
0
F lim
là gới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải N
EF
.
S
F
– hệ số an toàn khi tính về uốn S
F
= 1,75 do bề mặt bánh răng thường hoá
Y
S
=1,08~0,0695ln(m) là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung
ứngsuất
m – mô đun tính bằng (mm).
Y
R
= 1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng.
K
xF
hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn.
K
FC

– hệ số ảnh khi đặt tải lấy K
FC
= 1
Theo 6.2a (TKHDĐCKT1) trong tính toán sơ bộ lấy Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1
Theo 6.2 (TKHDĐCKT1) trang 94:σ
0
F lim
= 1,8.HB
⇒ các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau:
σ
0
F1 lim
= 1,8.HB1 = 1,8. 210 = 378 (MPa).
σ
0
F2lim
= 1,8.HB2 = 1,8. 200 = 360 (MPa).
K
FL
– là hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng xác định theo công thức:
K
FL
=
6

FE
FO
N
N
tính toán sơ bộ lấy K
FL
=1
⇒ [σ
F1
] = 378.1.1/1,75 = 216(MPa)
[σ
F2
] = 360.1.1/1,75 = 205,7(MPa)
II.1.4 Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
II.1.4.1 Xác định khoảng cách trục a
w1
chọn a
w
=150mm
8

U
1
=5,66
II.1.4.2 chọn mô đun.
Dựa vào kinh nghiệm m = (0,01~0,02) .a
w
= 1,5~3.0 (mm)
Ta chọn m = 2.
+ chọn góc nghiêngβ = 10

0
⇒ cosβ = 0,9848.
II.1.4.3 tính số răng các bánh răng.
dựa theo 3.31 (TKHDĐCKT1) trang 103 có:
Z
1
= 2 a
w
+cosβ /m(u+1)
= (2.150+0,9848)/ 2(5,66+1) = 22,59 (răng)
Chọn Z
1
= 22 (răng).
+ tính số răng Z
2
ta có Z
2
= Z
1
.U = 22.5,66 = 124,52 (răng)
lấy Z
2
= 125 (răng).
II.1.4.4 tính tỷ số truyền thực:
U
m
= Z
2
/Z
1

= 125/22 = 5,68
II.1.4.5 tính lại góc β :
ta có: cosβ = (Z
1
+ Z
2
).m / 2 a
w
= (22+125).2/2.150 = 0,98
⇒ β = 11,4
0
.
II1.4.6 Tính lại khoảng cách trục a
w
theo β .
áp dụng công thức: a
w
=0,5.m(Z
1
+ Z
2
) /cosβ. = 0,5.2.(22+125) / 0,98 = 150(mm).
do đó chọn a
w
= 150(mm) và không cần dịch chỉnh
II.1.5 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
+ ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thoả mãn điều kiện sau:
σ
H
< [σ

H
]
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
1
2
1

)1(.2
w
w
H
dub
uKT +
trong đó
- Z
M
: là hệ số xéy đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu tra bảng 6.5
(TKHDĐCKT1) trang 96 có : Z
M
= 274 (MPa)
1/3
.

9

- Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos.2
trong đó β
b
góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tg β
b
= cosα
t
tgβ
vớiα
tw
= α
t
= arctg(tgα /cosβ) = arctg(tg 20
0
)/ cos11,4
0

= arctg 0,3713.
α
tw
= α
t
= 20,49
0
.
⇒ tg β
b
= cos 20,49.tg11,4
0
= 0,188
⇒ β
b
= 10,6
0
thay số ta có : Z
H
=
0
0
49,20.2sin
6,10cos2
= 1,72
Z
ε
: hệ số kể đến sư trùng khớp của bánh răng vìε
β

hệ số trùng khớp dọcε
β

> 1.
Z
ε
=
ζ
/1
vớiε
α
= [ 1,88 – 3,2(1/Z
1
+ 1/Z
2
) ]cos.
ε
α
= ( 1,88 – 3,22/22 – 3,2/125).0,98 = 1,67.
Z
ε
=
67,1/1
= 0,78.
+ Tính K
H
hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H
= K
H

.K
H
.K
HV
do V = .d
w1
n
1
/ 60000
với d
w1
= 2a
w1
/ u
m
+1 = 2.150/6,68 = 44,9(mm)
⇒ V = 3,14.44,9.9771 / 60000 = 2,29 (m/s)
theo bảng 6.13 (TKHDĐCKT1) trang 106 có cấp chính xác động học là 9
theo bảng 6.13 (TKHDĐCKT1) trang 107 có : K
H
= 1,13 ; K
H
= 1,12.
K
HV
= 1+ v
H
.b
w
.d

w
/ 2T
1
.: K
H
.K
H
với V
H
= 
H
.g
0
.v
ua
w
/
theo bảng 6.15 (TKHDĐCKT1) ta có :σ
H
= 0,002 ; g
0
= 73
⇒ V
H
= 0,002.73.2,29
68,5/150
= 1,7.
+ Tính b
w
chiều rộng của vành răng

b
w
= a
w
.ψ
ba
vớiψ
ba
= 0,3
⇒ b
w1
= 0,3.150 = 45(mm)
10

vậy K
Hv
= (1+ 1,7.45.44,9)/ 2.262258,4.1,13.1,12=1,0005
⇒ K
H
= 1,13.1,12.1,0005 = 1,26
thay các số liệu vào công thức 6.33 (TKHDĐCKT1) trang 105 ta được :
σ
H
= 274.1,72.0,78.
2
9,44.68,5.45/)168,5.(26,1.4,262258.2 +
= 1075,5 (MPa)
* Nhận xét : do ứng suất uốn tính được là1075,5 (MPa) lớn hơn rất nhiều ứng suất cho
phép của vật liệu.
Vậy bộ truyền làm việc không đảm bảo cho nên ta chọn lại vật liệu làm bánh răng

- chọn vật liệu theo bảng 6.1 chọn thép 40XH nhiệt luyện bằng phương pháp tôi và có
các thông sốnhư sau:
HRC=48~54 (1HRC=10HB)
⇒ σ
H1lim
=54.10.2+70=1150(MPa)
σ
H2lim
=52.10.2+70=1110(MPa)
⇒ [σ
H1
]

= 1150/1,1=1050 MPa
[σ
H1
]

= 1110/1,1=1009 MPa suy ra.
[σ
H
]

= (1050+1009) / 2=1029,2 MP
a
.
Vẫn chưa đủ bền ta tăng chiều rộng vàng răng từ 45mm lên 60mm suy ra
ba
=0,4
⇒ σ

H
=274.1,72.0,78.
2
9,44.68,5.60/)168,5.(26,1.4,262258.2 +
=929,2 MPa
Kết luận :
Ta phải tăng chiều rộng vành răng từ 45mm lên 60mm và phải chọn lại vật liệu thì cặp
bánh răng làm việc đảm bảo yêu cầu về tiếp xúc.
II.1.6 K iểm nghiệm răng về độ bềnuốn :
cặp bánh răng đảm bảo về độ bền uốnσ
F
≤ [σ
F
]


- Theo công thức 6.43và 6.44 ta có :
σ
F1
= 2T
1
.K
F.
Yε.Y
β
.Y
F1
/ b
w
.d

w1
.m


σ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/ Y
F1
trong đó T
1
= 262258,4 (N.m) là mô men xoắn trên bánh chủ động.
Y
ε
= 1/ε
α
hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
11

ε
α
là hệ số trùng khớp ngang
⇒ Y
ε
= 1/ε
α
= 1/ 1,67 = 0,598

Y
β
= 1 – (β /140) là hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y
β
= 1 – (11,4 / 140) = 0,92
Y
F1
, Y
F2
hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 nó phụ thuộc vào số răng tương đương
Z
tđ1
= Z
1
/ cos
3
β = 22 / 0,98
3
= 23,37.
Theo bảng 6.18(TKHDĐCKT1) trang 109 ta có : y
F1
= 3,80
Z
td2
=125/0,98
3
=132,8 suy ra Y
F2
=3,6

K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn .
K
F
= K
F
α
. K
F
β
.K
FV

Với K
F
β
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về uốn theo bảng 6.7(TKHDĐCKT1) trang 98 ta có : K
F
β
= 1,17. ứng với cấp chính xác
động học 9.
K
FV
hệ số tải trọng động suất hiện ở vùng ăn khớp khi tính về uốn .
K
FV
= 1+ V
F

.b
w
.d
w
/ 2T
1
.k
F
β
K
F
α
.
Với V
F
= σ
F
.g
0
.v.
va
w
/
Theo bảng 6.15 và 6.16σ
F
= 0,006 ; g
0
= 73. ( vì v = 2,29 < 5 m/s).
⇒ V
F

= 0.006.73.2,29
68,5/150
= 0,78.
Thay số ta được K
FV
= 1+ 5,18.60.44,9 / 2.262258,4.1,17.1,37 = 1,022.
k
F
= 1,17.1,37.1,022= 1,6
Thay các giá trị vào công thức tính:

F1
=(2.262258,4.1,6.0,598.0,92.3,9)/(60.44,9.2)=334,2 MPa
Theo 6.46 ta cóσ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/ Y
F1
= 334,2.3,6/3,8 = 316,6 (MPa).
Nhận xét : theo tính toán thì cặp bánh răng đáp ứng được yêu cầu về độ uốn (vì chọn
lại vật liệu ta chấp nhận thưa bền)
II.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :
12

+ khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( khi mở máy hoặc khi tắt máy ) để bộ
truyền làm việc tốt thìσ
H1 max

vàσ
F1max
phải nhỏ hơn và nó được tínhnhư sau:
[σ
H
]
max
= 2,8 σ
chảy
[σ
F
]
max
= 0,8 σ
chảy

⇒ [σ
H1
]
max
= 2,8 .1400 = 3920 (Mpa) .
[σ
F1
]
max
= 0,8 .1400 = 1120

(Mpa) .
+ ứng suất quá tải phát sinh khi khởi động máy như xác định như sau:
σ

H max
= σ
H
.
qt
K
σ
Fmax
= σ
F
.K
qt

Trong đó K
qt
= T
max
/ T = 2
σ
H
= σ
H
.
2
= 929.
2
= 1314 (MPa).
⇒ σ
F1 max
= 334,2 .2 = 668,4 (MPa).

σ
F2max
= 316,6.2 = 633,2 (MPa).
Nhận xét:
Vậy cặp bánh răng tính toán ở trên đảm bảo để bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn .
Ta có các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh .
+ khoảng cách trục a
w
= 150 (mm).
+ mô đun pháp m = 2 (mm).
+ chiều rộng vành răng b
w1
= 60 (mm).
+ đường kính chia d
1
= 44,9 (mm).
d
2
= 225 (mm).
+ đường kính đỉnh răng d
a1
= d
1
+ 2m = 48,9 (mm).
d
a2
= d
2
+ 2m = 259 (mm).
+ đường kính đáy răng d

f1
= d
1
- 2m = 41,9 (mm).
d
f2
= d
2
- 2m = 251 (mm).
II.2 - Thiết kế cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm
Các thông số :
13

U = 3,18. T
2
= 1410921,2 Nmm.
P
2
= 25,5(kw) n
2
= 172,6 (v/p)
II.2.1 chọn vật liệu
+ Bánh nhỏ trục II chọn thép 40XH. Nhiệt luyện bằng phương pháp tôi cải thiện đạt
các thông số kỹ thuật sau:
HB
3
= 540MPa; σ
b3
= 1600MPa; σ
ch3

=1400MPa; HRC=48~54.
+ Bánh lớn ở trục III.
Chọn giống bánh nhỏ
HB
4
= 520MPa ;
II.2.2 xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
II.2.2.1 xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ
H
]
ký hiệu [σ
H
] được xác định bằng công thức:
[σ
H
] = σ
0
H lim
. K
HL
.Z
R
.Z
v
.K
XH
/ S
H.
trong đó : - S
H

: là hệ số an toàn.
- Z
R
: là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc
- Z
v
: là hệ số xét đến vận tốc vòng .
- K
XH
: hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính toán sơ
bộ ta lấy Z
R
.Z
v
.K
XH
= 1.
Vậy [σ
H
] = σ
0
H lim

. K
HL
/ S
H.
Trong đóσ
0
H lim

giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. Theo bảng 6.2
(TKHDĐCKT1) trang 94 ta có :σ
0
H lim
= 2HB+70
⇒ Bánh nhỏσ
0
H1 lim
= 2.540+70 = 1150 (MPa).
Bánh lớn:σ
0
H2 lim
= 2.520+70 = 1110(MPa).
S
H
: hệ số an toàn S
H
= 1,1.
K
HL :
hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. Theo 6.3 (TKHDĐCKT1) trang
93 K
HL
đựoc tínhnhư sau: K
HL
=
6
HE
HO
N

N
. tính toán sơ bộ chọn K
HL
=1
14

Thay số ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ
H
]
3
= 1150 / 1,1 = 1045,5(MPa)
[σ
H
]
4
= 1110/1,1 = 1009 (MPa).
II.2.2.2 ứng suất uốn cho phép được xác định bởi công thức sau:
[σ
F
] = σ
0
F lim
. Y
R
.Y
S
.K
xF
.K

FC
.K
FL
/ S
F
.
trong đó:σ
0
F lim
là gới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải N
EF
.
S
F
– hệ số an toàn khi tính về uốn S
F
= 1,75 do bề mặt bánh răng thường hoá
Y
S
= 1,08 ~ 0,0695ln(m) là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng
suất
Y
R
= 1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng.
K
xF
hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn.
K
FC
– hệ số ảnh khi đặt tải lấy K

FC
= 1
Theo 6.2a (TKHDĐCKT1) trong tính toán sơ bộ lấy Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1.
Tính toán sơ bộ lấy K
FL
=1,
σ
0
F3lim
=550 Mpa(Theo bảng 6.2TTTKHDĐCK T1 trang 94)
σ
0
F4lim
=500 MPa
⇒ [σ
F3
] = 550.1.1/1,1 = 500(MPa).
[σ
F4
] = 500.1.1/1,75 = 454,5(MPa).
II.3 Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
II.3.1 Xác định khoảng cách trục a
w
.

Chọ trước a
w
=200mm
II.3.2chọn mô đun.
Dựa vào m= (0,01~0,02) .a
w
= 2~4 (mm)
Ta chọn m= 3.
II.3.3 Tính số răng Các bánh răng:
dựa theo 3.31 (TKHDĐCKT1) trang 103 có :
Z
3
= 2 a
w2
/ m(u+1)= 2.200/3.(3,8+1) = 31,9 (răng)
15

Chọn Z
3
= 32 (răng).
+ tính số răng Z
4
ta có Z
4
= Z
3
.U = 32.3,18 = 102 (răng)
II.3.4 tính tỷ số truyền thực:
U = Z
4

/Z
3
= 102/32 = 3,18
II.3.5 Tính lại khoảng cách trục a
w

áp dụng công thức :
a
w2
= 0,5m(Z
3
+ Z
4
) = 0,5.3.(32+102) = 200 (mm)→Không phải dịch chỉnh.
II.4 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
+ ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thoả mãn điều kiện sau:
σ
H
< [σ
H
]
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.

2
3
2

)1(.2
ww
H
dub
uKT +
Trong đó
- Z
M
: là hệ số xéy đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu .
- Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
- Zε : hệ số xét đến sự trùng khớp của bánh răng.
- K
H
: hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc .
- b
w
: chiều rộng của vành răng.
- d
w3
: đường kính vòng chia của bánh răng chủ động.
Ta đã biết:
- B
w
= ψ

ba
.a
w
= 0,45.200 = 90(mm).
- d
w3
= 2a
w2
/ u+1 = 96(mm).
- Z
m
= 274.MPa
1/3
vì bánh răng làm viêc bằng thép theo bảng6.5
(TKHDĐCKT1). trang 96.
- Z
H
=
tb
αβ
2sin/cos2
.
Ta có : cos2α
t
= (Z
3
+ Z
4
).m.cosα / 2a
w2

= (32 + 102).3.cos20
0
/2.200 = 0,944
⇒ α
tw
= 19,26
0
16

⇒ Z
H
=
0
26,19.2sin
0cos.2
= 1,79 ( β = 0 vì bộ truyền là răng thẳng)
Tính Z
ε
vì bánh răng thẳng lên theo 6.36a(TKHDĐCKT1) trang 105 có:
Z
ε
=
3/4
α
ε
−
. trong đó :
ε
α

= ( 1,88 – 3,2/32 – 3,2 /102).cos0
0

ε
α
= 1,74 →Z
ε
=
3
74,14 −
= 0,86
mà ta lại có : v =π.d
w3
.n
2
/ 6000 = 3,14.96.172,6/ 60000 = 0,69 (m/s) < 2m/s.
Theo bảng 6.13 trang 106(TKHDĐCKT1)
chọn cấp chính xác động học là 9 ; g
0
= 73. σ
H
= 0,006.
Theo công thức 6.42 (TKHDĐCKT1) trang 107 có:
V
h
= σ
H
. g
0
.v.

22
/ ua
w
= 0,006.73.0,69.
18,3/200
. = 2,4
K
H
β
= 1,02.
Vậy K
Hv
= 1+ v
H
.b
w3
.d
w3
/ 2T
2.
.K
H
β
.K
H
α

= 1+ (2,4.90.96 / 2.1410921,2.1,02.1) =1,005 → K
H
=1,005.1,02=1,025

Thay số ta tính được:
σ
H
= 274.1,79.0,86.
.22,77.18,3.90/18,4.025,1.2,1410921.2
2
= 1122(MPa).
Nhận xét :
Do σ
H
= 1122 (MPa)  [ σ
H
] = 1009 (MPa)
Vậy cặp bánh răng đảm bảo yêu cầu về ứng suất tiép xúc cho phép .
II.5 K iểm nghiệm răng về độ bền uốn:
cặp bánh răng đảm bảo về độ bền uốn khiσ
F
≤ [σ
F
]


- Theo công thức 6.43 và 6.44 ta có :
σ
F3
= 2T
2
.K
F.
Yε.Y

β
.Y
F3
/ b
w3
.d
w3
.m


σ
F4
= σ
F3
.Y
F2
/ Y
F1
17

Thay số
⇒ σ
F3
= 2.1410921,2.3,8.1.1/90.96.3 = 295,5 MPa


σ
F4
= 295,5.3,6/3,8 = 279,9 (MPa)
Vậy cặp bánh răng đảm bảo điều kiện làm việc về ứng suất uốn.

II.6 K iểm nghiệm răng về quá tải :
- khi mở máy hoặc khi tắt máy khi đó mô men xoắn tăng đột ngột dễ gây ra quá tải. Để
bộ truyền làm việc không bị quá tải thì ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực
đại phải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép.
Vậy ứng suất cho phép được xác địnhnhư sau :
⇒ [σ
H3
]
max
= 2,8δ
ch
= 2,8.1400 = 3920 (MPa).


[σ
F3
]
max
= 0,8. δ
ch
= 0,8.1400 = 1120 (MPa).
ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy xác định như sau:
⇒ σ
Hmax
= σ
H
.
qt
k
σ

Fmax
= σ
F
K
qt
K
qt
- hệ số quá tải xác định như sau:
K
qt
= T
max
/T = 2
σ
Hmax
= σ
H
.
2
= 1122.
2
= (MPa)
⇒ σ
F3 max
= σ
F3
.1,8 = 295,5.1,8 = 591(MPa)
Kếtluận:cặp bánh răng tính toán ở trên hoàn toàn đảm bảo cho bộ truyền làm việc
an toàn.
*Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm:

+ khoảng cách trục a
w2
= 200 (mm).
+ mô đun pháp m = 3 (mm).
+ chiều rộng vành răng b
w3
= 90 (mm).
+ đường kính đáy răng d
f3
= 90 (mm).
d
f4
= 299,28 (mm).
+ Đường kính định răng d
a3
= 102 (mm )
18

d
a4
= 311 (mm )
+ Đường kính chia d
w3
= 96 (mm)
III Tính Toán thiết kế trục
III.1 Chọn vật liệu :
Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao. Đối với HGT làm việc trong điều
kiện chịu tải trọnglớn ta chọn vật liệu chế tạo là thép hợp kim 40XH nhiệt luyện
bằng phương pháp tôi theo bảng 6.1 ta có cơ tính của thép 40XHnhư sau:
HRC=48~54=480~540 MPa


b
= 1600 Mpa ; 
c
= 1400 MPa
III.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục.
- Lực tác dụng nên trục chủ yếu là mô men xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp .
Căn cứ vào sơ đồ lực bài ra ta có sơ đồ đặt lực nên các chi tiết của HGT như sau:
III.3 Xác định các giá trị lực của bộ truyền
+ lực tác dụng khi bánh răng ăn khớp gồm 3 thành phần
Ft : lực vòng.
Fa : lực dọc trục
Fr : lực hướng tâm các giá trị lực được xác định như sau:
F
t
= F
’
t1
= 2.262258,4/44,9=11681,8 N
Fa
1
= F’a
1
=Ft
1
.tgβ = 2355,4 N
19

Fr1
Fa1

Ft1
F't1
F'a1
F'r1
Ft2
Fr2
F'r2
F't2
n1
n2
n3
nt
nt
Fr1= F’r1= Ft
1
.tgαtw/cosβ = 4454,4 N
Trên bộ truyền bánh răng thẳng:
Ft
2
= F’t
2
= 2T
2
/dw
3
= 2.1410921,5/96=29394,2 N
Fr
2
= F’r
2

= Ft
2
tgαtw/cosβ = 10984,2 N
III.4 Xác định sơ bộ đường kính trục
Xác định theo sách TTTKHDĐCK tập I trang 189 dùng công thức thực nghiệm để
xác định sơ bộ đường kính trục, trục vào của hộp giảm tốc có thể lấynhư sau.
d
v
=(0,8~1,2) d
đcơ
với d
đcơ
là đường kính trục động cơnhư vậy ta có sơ bộ đường kính
các trụcnhư sau.
+ trục I, trục vào
d
1
= 50.0,8 = 40mm
+ Truc II, trục trung gian của hộp giảm tốc
d
2
= 150.0,35 = 52,5 chọn d
2
= 60mm
+ Trục III, trục ra của hộp giảm tốc
d
3
= 200.0,3 = 60mm
- Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng ổ lăn
d

1
= 40mm suy ra b
01
= 23mm
d
2
=d
3
=60mm suy ra b
02
=b
03
= 31mm
III.5 Định kết cấu các trục
Xác định các khoảng cách trục từ trục trung giannhư sau:
L
22
= 0,5(L
m22
+ b
0
)K
1
+ K
2
.
L
23
= L
22

+0,5(L
m22
+ L
m23
)+K
1
.
20

L22
L23
L21
L
21
= 2L
23
+0,5(Lm
23
+b
02
)+k
1
+k
2
Trong đó các chiều dài may ơ ở bánh răng lắp trên trục II
- L
m22
= L
m24
= (1,2—1,5)d

2
= 66~90 mm. chọn Lm
22
=70mm; b
02
= 31
Chọn k
1
= 10(mm) là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp
giảm tốc.
K
2
= 10 là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp giảm tốc.
Do đó ta có:
L
22
= 0,5(70 + 31) +10 + 10 = 70,5 (mm).
Lm
23
= 100 mm
L
23
= 70,5+0,5 (70+100)+10=165,75 mm
L
21
= 165,75+0,5(100+31)+20 = 251,25 mm
Từ đó suy ra khoảng cách trên trục ra
III.6 Xác định các thành phần phản lực và biểu đồ mô men.
III.6 .1 trục I:
(trục vào). chọn hệ toạ độnhư hình vẽ

Để xác định các thành phần lực trên gối tựa F
LX
và F
LY
ta xét sự cân bằng lực và mô
men trong các mặt phẳng xoz và yoz giá trịnhư sau:
F
x1
= 11681,8 N
F
Y13
= 4454,4
Fx11 = 0,3.3.T1/D
0
Theo bảng 16.1a trang 68 úng với T1 ta có đường
tròn đi qua tâm chốt D
0
=105 suy ra
Fx11 = 0,2.2.262258.4/105 = 1498.6 N
21

Fx1
Fy1
FLy11
FLx11
FX11
FLx10
FLy10
0
Mx1

1
70,5
251,25
344,75
X
Y
Z
0
+ xét mặt phẳng xoz.
∑M10(FxLi) = -Fx1.L12-FLx11.L11-Fx11.L13=0
∑F
X1
= 0.
Thay số ta có: F
LX11
= -5334 N
Mặt khác ta có: F
LX10
= -7846,4 N
xét mặt phẳng yoz.
∑M10(FyLi) = Fy
1
.L
12
- Fly11.L11
∑Fy
1
= 0.
Thay số ta có: F
LY11

= 1249,9(N).
Mặt khác ta có: FLy
10
= 3204,5 N
+ Mô men M
X1
= Fa.dω / 2=2355,4.44,9/2=52878,7Nmm
F
Lt10
=
2
10
10
2
LY
LX
FF +
= 8475,5 (N)
F
Lt11
=
2
11
11
2
YL
LX
FF +
= 5478,5 N
Từ đó ta có biểu đồ mô men uốn, xoắnnhư sau:

Dùng mặt cắt (1-1)
M
X1-1
= -173038,5 Nmm
22

344,75
251,25
70,5
1
Mx1
0
FLy10
FLx10
FX11
FLx11
FLy11
Fy1
Fx1
1
1
Mx
Mx
2
2
xét mặt cắt (2-2)
M
X2-2
= 52880,8 Nmm
 Xét My:

+My
2-2
= -4082893,4 Nmm
My
1-1
= -553171,2 Nmm
Ta có biểu đồ mô men
III.5.2 Trục II:
Trục trung gian chọn toạ độnhư hình vẽ:
23

Fx1
Fy1
FLy11
FLx11
FX11
FLx10
FLy10
0
1
70,5
251,25
344,75
Fa1
173038,5 Nmm
52880,8 Nmm
T1=262258,4 Nmm
Mx
My
T1

+ Để xác định các thành phần lực trên các gối tựa 0;1ta xét sự cân bằng lực và mô
men trong các mặt phẳng xoz và yoz
+ giá trị các lực đã chonhư sau:
F
X21
= 11681,8 N F
y21
= 4454,4 N
F
X22
= 29394,2 N F
y22
= 10984,2 N
+ Xét mặt phẳng xoz:
∑M20(FxLi) = 0
∑F
X2
= 0.
Thay số ta có:
FLx
21
= 22669,3 N
Suy ra ta có :
FLx
20
= 18406,7 N
+ Xét mặt phẳng yoz
∑M20(Fy
2
i) = 0

∑Fy
2
= 0.
⇒Fly
21
= 5996,4 N
Suy ra ta có:
Fly
20
= 533,4 N
⇒ F
Lt20
=
2
20
20
2
FLyFL
X
+
= 18414,4 N
F
Lt21
=
2
21
21
2
FLyFL
X

+
= 7415,3 N
24

344,75
251,25
70,5
1
Mx1
0
F
Ly10
F
Lx10
F
X11
F
Lx11
F
Ly11
F
y1
F
x1
1
1
Mx
Mx
2
2

+ Mô men :
Mx
2
= Fa.dω
2
/ 2 = 300433,6 Nmm
+ Từ đó ta thiết lập các biểu đồ mô mennhư sau:
- Xét trong mặt phẳng xoz :
Mx
11
= 262828,9 Nmm
⇒ Mx
22
= 512692,2 Nmm
Xét trong mặt phẳng YOZ
My
1-1
= -1297672,4 Nmm
My
2-2
= 1938225,15 Nmm
Ta có biểu đồ mô mennhư sau:
III5.3 Xét trục III:
trục ra của hộp giảm tốc, chọn toạ độnhư hình vẽ
25

85,5
95,25
70,5
10

F
Ly20
F
Lx20
F
Lx21
F
Ly21
F
x21
F
y21
F
x22
n2
262828,9Nmm
512692,2 Nmm
T2/2
T2/2
1297672,4Nmm
2
2
Mx
Mx
1
1
FLx30
FLy30
F'Y2
F'X2

Fx33
0
1
93,5
FLx31
FLy31
165,75
85,5
X
Y
Z
0