nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp

Bộ Công Thương
Tập Đoàn Công Nghiệp Than Khoáng Sản Việt Nam - TKV
VIỆN CƠ KHÍ




BÁO CÁO TỔNG KẾT ĐỀ TÀI CẤP BỘ

NGHIÊN CỨU, THIẾT KẾ, CHẾ TẠO HỘP GIẢM
TỐC HÀNH TINH TRONG CÁC THIẾT BỊ
BĂNG TẢI CÔNG NGHIỆP

Chủ nhiệm đề tài: Phạm Văn Quế




7279
03/4/2009

Hà Nội 12/2008



Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
2
BIỂU THÔNG TIN ĐỀ TÀI

1. Cơ quan chủ trì:
Viện Nghiên cứu Cơ khí
Địa chỉ: Số 4 đường Phạm Văn
Đồng, Quận Cầu giấy, Hà Nội
Điện thoại: 7 643292
2. Cơ quan chủ quản:
Bộ Công Thương
Địa chỉ: 54 Hai Bà Trưng, Quận
Hoàn Kiếm, Hà Nội
Điện thoại: 8 258311
3. Tên đề tài: “Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong
các thiết bị băng tải công nghiệp”
4. Mã số: 5. Số đăng ký: Chỉ số phân loại:
7. Chủ nhiện đề tài:
KS. Phạm Văn Quế - Viện Nghiên cứu Cơ khí - Bộ Công Thương
8. Tóm tắt nội dung:
- Nghiên cứu về hộp giảm tốc hành tinh được sử dụng trong một số loại băng
tải công nghiệp
- Thiết kế, tính toán hộp giảm tốc hành tinh dùng cho một loại băng tải công
nghiệp xác định
- Xây dựng quy trình công nghệ chế tạo hộp giảm tốc hành tinh cho loại băng
tải công nghiệp được chọn để nghiên cứu.
- Chế tạo sản phẩm thử
nghiệm hộp giảm tốc hành tinh cho loại băng tải trên
- Vận hành khảo nghiệm sản phẩm chế tạo thử nghiệm và báo cáo tổng kết đề
tài
9. Từ khóa:
10. ISSN:

11. ISBN: 12. Phân loại bảo mật:

13. Số trang:

14. Số bản: 15. Ngày xuất bản:
16. Nhận xét của người nhận:





Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
3
NỘI DUNG NGHIÊN CỨU KHOA HỌC ĐỀ TÀI CẤP BỘ 2008
ĐỀ TÀI: “Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các
thiết bị băng tải công nghiệp”


1. Nghiên cứu tổng quan về hộp giảm tốc hành tinh được sử dụng trong một
số loại băng tải công nghiệp.
2. Thiết kế, tính toán hộp giảm tốc hành tinh dùng cho một loại băng tải công
nghiệp xác định.
3. Xây dựng quy trình công nghệ chế tạo hộp giảm tốc hành tinh cho con lăn
băng tải chủ động Φ244xL704
4. Chế tạo sản phẩm thử nghiệm hộp giảm tốc hành tinh cho loại băng tải trên.
5. Vận hành khảo nghiệm sản phẩm chế tạo thử nghiệm tại Công ty CP xi
măng Bỉm Sơn và báo cáo tổng kết đề tài.

PHÂN CÔNG NHIỆM VỤ THỰC HIỆN
1. KS. Phạm Vă

n Quế, KS. Ngô Đăng Hoàng: Tóm tắt kết quả, Lời mở đầu,
Chương 1, Chương 2.
2. KS. Nguyễn Đức Thành, KS. Ngô Đăng Hoàng: Chương 3
3. KS. Phạm Văn Quế, ThS. Đào Hữu Mạnh, KS. Cao Đức Thắng, KS. Ngô
Hữu Hùng, KS. Vũ Thiện, KS. Nguyễn Văn Đức: Thực hiện chế tạo sản
phẩm thử nghiệm, bàn giao và vận hành khảo nghiệm tại Công ty CP xi măng
Bỉm Sơn.
4. KS. Phạm Văn Quế, KS. Ngô Đă
ng Hoàng: Kết luận, Kiến nghị, Tài liệu
sử dụng, Phụ lục.

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
4

MỤC LỤC

Trang
Biểu thong tin đề tai
2
Nội dung nghiên cứu đề tài cấp bộ 2008
3
Mục lục
4
Danh sách các thành viên thực hiện đề tài
6
Lời mở đầu
7
Chương I Tổng quan về các loại hộp giảm tốc hành tinh

8
I.1 Tình hình nghiên cứu trong và ngoài nước 8
I.1.1 Ngoài nước 8
I.1.2 Trong nước 8
I.2 Tổng quan về các loại hộp giảm tốc hành tinh 8
I.2.1 Phân loại các dạng hộp giảm tốc 9
I.2.2 Hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công
nghiệp
12
Chương II Tính toán - thiết kế hộp giảm tốc bánh răng hành tinh
16
II.1 Tính toán, kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của
cặp bánh răng 1và 2 .

16
II.2 Tính toán, kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của
cặp bánh răng 3 và 4 .

23
II.3 Tính toán, kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của
cặp bánh răng 5 và 6 .

30
II.4 Tính toán kiểm nghiệm công suất động cơ điện 36
Chương III Quy trình công nghệ chế tạo
41
III.1 Quy trình công nghệ chế tạo trục răng 41
III.2 Quy trình công nghệ chế tạo vành răng ăn khớp trong 58
Kết luận
63

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
5
Đề xuất
65
Lời cảm ơn
67
• Các văn bản kiểm tra và đánh giá chất lượng sản phẩm của đề tài
68
• Một số hình ảnh quá trình thực hiện đề tài và sản phẩm nghiên
cứu chế tạo tại Viện nghiên cứu cơ khí
69
• Tài liệu tham khảo
75
• Phụ lục tập bản vẽ thiết kế hộp giảm tốc hành tinh trong con lăn
băng tải xuất bao xi măng
76

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
6

DANH SÁCH CÁC THÀNH VIÊN
THAM GIA THỰC HIỆN ĐỀ TÀI



TT Họ và tên Học hàm, học vị Đơn vị
1. Phạm Văn Quế
Kỹ sư Gia công áp
lực
Viện Nghiên cứu Cơ khí
2. Ngô Đăng Hoàng
Kỹ sư Công nghệ chế
tạo máy
Viện Nghiên cứu Cơ khí
3. Nguyễn Đức Thành
Kỹ sư Công nghệ chế
tạo máy
Viện Nghiên cứu Cơ khí

4. Đào Hữu Mạnh
Kỹ sư Gia công áp
lực
Viện Nghiên cứu Cơ khí
5. Cao Đức Thắng Kỹ sư Tự động hóa Viện Nghiên cứu Cơ khí
6. Ngô Hữu Hùng Kỹ sư Công nghệ hàn Viện Nghiên cứu Cơ khí
7. Nguyễn Văn Đức
Kỹ sư Công nghệ chế
tạo máy
Công ty CP xi măng
Bỉm Sơn
8. Vũ Thiện Kỹ sư Chế tạo máy
Công ty CP xi măng
Bỉm Sơn







Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
7

MỞ ĐẦU

Với tốc độ phát triển của nền kinh tế như hiện nay, các ngành công
nghiệp như xi măng, hoá chất, than, đều đang được đầu tư, phát triển mạnh.

Việc xây dựng nhiều nhà máy đòi hỏi các thiết bị được cung cấp kịp thời đáp
ứng tiến độ và giá thành giảm để nâng cao hiệu quả kinh tế. Xuất phát từ yêu
cầu thực tế và góp phần phát triển năng l
ực ngành cơ khí trong nước, nhóm đề
tài Trung tâm Gia công áp lực - Viện Nghiên cứu Cơ khí đề xuất và đăng ký
thực hiện kế hoạch công nghệ năm 2008 với đề tài “Nghiên cứu, thiết kế, chế
tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp” nhằm
mục đích tạo tiền đề cho một hướng phát triển công nghệ chế tạo một trong
những loại h
ộp giảm tốc hành tinh được dùng rộng rãi trong thiết bị băng tải
công nghiệp, loại hộp giảm tốc được sử dụng trong những trường hợp tang
chủ động của băng tải không có không gian lắp đặt, yêu cầu thiết kế gọn nhẹ,
tính cơ động cao, Góp phần thúc đẩy sự phát triển của ngành cơ khí Việt
Nam cũng như góp phần nâng cao hiệu quả kinh tế nhờ việ
c giảm được nhập
khẩu các thiết bị từ nước ngoài với giá thành cao.
Các loại hộp giảm tốc hành tinh dùng trong thiết bị băng tải công
nghiệp như các loại băng tải dùng trong công nghiệp xi măng, hoá chất, nhiệt
điện, than, khai thác mỏ, từ lâu đã được ứng dụng rộng rãi tại các nước công
nghiệp phát triển và hiện nay đang được sử dụng ngày càng rộng phổ biến
trong các thiế
t bị công nghiệp trong nước với xuất xứ từ nước ngoài.
Xu hướng phát triển của các hãng chế tạo hiện nay là ngày càng hướng
đến sự tiện dụng, tối ưu hoá kết cấu và nâng cao độ bền, tuổi thọ của hộp
giảm tốc hành tinh dùng trong thiết bị băng tải công nghiệp.


Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008

8

CHƯƠNG I

TỔNG QUAN VỀ CÁC LOẠI HỘP GIẢM TỐC HÀNH TINH
I.1.Tình hình nghiên cứu trong và ngoài nước.
I.1.1. Ngoài nước.
Hộp giảm tốc (Gear Box) là bộ phận quan trọng có mặt trong hầu hết
các loại thiết bị, máy móc làm nhiệm vụ truyền công suất và đảm bảo tốc độ
ra theo yêu cầu. Sản phẩm hộp giảm tốc rất đa dạng về chủng loại kết cấu,
công suất và tỉ số truyền . Hi
ện nay trên thế giới có rất nhiều hãng chế tạo hộp
giảm tốc như: ASEA (Thuỵ Điển), NORD (Phần Lan), General Motor (Mỹ),
Falcone (Mỹ), Wattz (Đức), MORIS (Anh), SUMITOMO (Nhật Bản)… Để
tạo ra sản phẩm hộp giảm tốc có kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao, làm việc
êm, ổn định và tuổi thọ cao, bên cạnh việc nghiên cứu tối ưu hoá thiết kế, cải
tiến công nghệ và thiết b
ị chế tạo hộp giảm tốc truyền thống sử dụng răng
thân khai, các hãng nước ngoài còn nghiên cứu chế tạo các hộp giảm tốc với
kết cấu nhỏ gọn có tỉ số truyền cao, các hộp giảm tốc này được lắp trong các
không gian hạn chế.
I.1.2. Trong nước.
Hiện tại, ở trong nước thị trường hộp giảm tốc chưa được các đơn vị
nghiên cứ
u , thiết kế và sản xuất quan tâm thích đáng. Các đơn vị sản xuất
hộp giảm tốc gồm có : Công ty cơ khí Hà Nội, Công ty cơ khí Duyên Hải,
Công ty Diezen Sông công, Công ty cơ khí Trần Hưng Đạo, Công ty máy kéo
và nông cụ Hà Tây…Các công ty này chủ yếu chế tạo các loại hộp số thông
dụng có kích thước lớn, các hộp giảm tốc có kích thước nhỏ đặc chủng trong
các thiết bị đặc biệt ở trong nước vẫn nhập ngoạ

i với giá thành cao.

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
9
I.2. Tổng quan về các loại hộp giảm tốc hành tinh:
I.2.1. Phân loại các dạng hộp giảm tốc:
Khác với các loại hộp giảm tốc khác có các bánh răng lắp các trục có vị
trí cố định, hộp giảm tốc bánh răng hành tinh có bánh răng lắp trên trục di
động, được gọi là bánh răng vệ tinh. Hộp giảm tốc bánh răng hành tinh có thể
được thiết kế theo các sơ đồ như hình vẽ sau: (hình I.1)

1
0
2
5
f)
3
4
h)
1
2
2
2
3
2
2
1
0

1
3
1
1
1
0
2
i)
3
1
0
1
2
1
1
1
0
2
1
2
2
2
3
2
a)
1
2
0
3
0

1
2
3
b)
0
1
2
3
c)
d)
1
2
0
3
4
1
0
2
5
e)
3

hình I.1 – Các loại sơ đồ hộp giảm tốc bánh răng hành tinh

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
10
Theo hình I.1 a, b, c là cơ cấu hành tinh có hai bánh trung tâm 1 và 3 và
cần 0 mang trục của bánh vệ tinh có một vành răng 2. Nhờ các ưu điểm: kết

cấu đơn giản, khuôn khổ gọn, hiệu suất cao và quán tính nhỏ, các phương án
kết cấu này được dùng rộng rãi hơn cả.
Hộp giảm tốc hành tinh với bánh răng có răng trong 3 cố định (hình
I.1a) có thể thực hiện tỷ số truyền
9 3
3
01
=u
và hiệu suất 99,0 97,0=
η
. Thế
nhưng sơ đồ này lại không thích hợp với số vòng quay cao của cần, vì khi đó
lực ly tâm lớn hạn chế khả năng tải của các ổ bánh vệ tinh. Trường hợp này
thường dùng hộp giảm tốc với cần 0 cố định để ghép các trục của hai tổ máy
quay theo hai chiều ngược nhau (hình I.1c). Truyền động hành tinh với bánh
răng trung tâm 1 cố định (hình I.1b) được dùng khi tỷ số truyền nhỏ

(
5,1 13,1
1
03
=u
) hiệu suất lớn (
996,0 99,0
=
η
) chẳng hạn để dẫn động chong
chóng của động cơ máy bay.
Sơ đồ của cơ cấu hành tinh cũng gồm hai bánh trung tâm và cần nhưng
bánh vệ tinh có hai vành răng như hình I.1d, tuy phức tạp về kết cấu và lắp

ráp nhưng cho phép tăng trị số tuyệt đối của tỷ số truyền đến 15 (khi
o
ω
=0) và
16 (
3
ω
=0).
Sơ đồ cơ cấu hành tinh với ba bánh răng trung tâm 1, 3, 5 được thể hiện
trên I.1e với bánh vệ tinh có một vành răng và trên hình I.1g với bánh vệ tinh
có hai vành răng. Cần 0 trong các cơ cấu này không tiếp nhận tải trọng ngoài
và chỉ dùng để đỡ các bánh vệ tinh. Với các kết cấu này, truyền động hành
tinh có thể thực hiện được tỷ số truyền từ 20 200 và hiệu suất
η
=0,7 0,9.
So với các loại hộp giảm tốc khác, hộp giảm tốc bánh răng hành tinh có
kích thước gọn hơn, khối lượng nhỏ hơn nhờ công suất được truyền theo một
số dòng (tương ứng với số bánh vệ tinh) và sử dụng bánh răng ăn khớp trong
có độ bền tiếp xúc cao hơn so với bánh răng ăn khớp ngoài.

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
11
Muốn thiết kế hộp giảm tốc hành tinh với tỷ số truyền lớn có thể dùng
sơ đồ I.1d hoặc I.1e, g nhưng khi đó hiệu suất truyền động giảm. Vì vậy hợp
lý hơn cả đối với trường hợp tỷ số truyền lớn và hiệu suất cao là phối hợp các
cấp truyền động hành tinh với nhau (sơ đồ I.1h, i) hoặc phối hợp một cấ
p
truyền động bánh răng có trục cố định với một cấp bánh răng hành tinh. Ở đấy

nhờ khả năng tải lớn hơn, truyền động hành tinh đặt ở cấp chậm là cấp chịu
tải lớn hơn.
Với hộp giảm tốc hành tinh, vấn đề phân bố đều tải trọng cho các bánh
vệ tinh cần được lưu ý giải quyết bằng các biện pháp kế
t cấu. Như vậy bằng
cách lựa chọn một sơ đồ thích hợp, có thể thiết kế hộp giảm tốc hành tinh đạt
hiệu suất cao, phạm vi tỷ số truyền rộng, kết cấu gọn, khối lượng nhỏ. Nhờ
những ưu điểm rất cơ bản đó nên dù phải nâng cao độ chính xác chế tạo và
lắp ghép, hộp giảm tốc hành tinh ngày càng được s
ử dụng rộng rãi.
Truyền động bánh răng hành tinh là cơ cấu có ít nhất một bánh răng có
trục quay di động. Ký hiệu 1, 3, 5 là các bánh trung tâm; 2, 4 là bánh vệ tinh
và 0 là cần. Bánh vệ tinh 2 (4) quay quanh trục quay của mình đồng thời cùng
với cần 0 quay quanh trục của bánh trung tâm 1 (3, 5). Khi 3 cố định, chuyển
động có thể truyền từ 1 đến 0 hoặc từ 0 đến 1, cần khi 0 cố định chuyển động
truyền từ 1 đến 3 hoặc từ 3 đến 1. Các bánh trung tâm và cầ
n được gọi là các
khâu cơ bản.
Một cách tổng quát có thể phân truyền động hành tinh thành 03 loại:
truyền động hành tinh đơn giản (khi cố định một trong các bánh trung tâm),
truyền động vi sai (các bánh trung tâm đều quay) và truyền động kín (hai
khâu cơ bản được nối với nhau qua một bộ truyền nào đó).
Với hộp giảm tốc cã thể sử dụng các sơ đồ được quy ước ký hiệu như
sau:

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
12
A – bộ truyền có hai bánh trung tâm, bánh vệ tinh cã một vành răng, trong

đó A
1
ký hiệu trường hợp cố định bánh 3 (hình I.1a), A2 ký hiệu trường hợp
cố định bánh 1 (hình I.1b), A3 ký hiệu trường hợp cố định cần O (hình I.1c)
B – bộ truyền có hai bánh trung tâm, bánh vệ tinh có hai vành răng (hình
I.1d)
C – bộ truyền có ba bánh trung tâm gồm: C1 – bánh vệ tinh có một vành
răng; C2 – bánh vệ tinh có hai vành răng (hình I.1e, g)
A
1
A
1
– bộ truyền hai cấp với hai sơ đồ A1 ghép liên tiếp (hình I.1h)
A
1
A
3
– bộ truyền hai cấp gồm A1 và A3 (hình I.1i)
Ưu điểm của truyền động hành tinh là khối lượng nhỏ, kích thước gọn,
hiệu suất cao, cã thể thực hiện được tỷ số truyền lớn trong một cấp, kết cấu ổ
đơn giản, nhưng truyền động hành tinh có nhược điểm: yêu cầu cao về độ
chính xác chế tạo và lắp ghép.
I.2.2. Hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết b
ị băng tải công nghiệp:
+ Đặt vấn đề :
Hiện nay việc vận chuyển vật liệu bằng hệ thống băng tải rất phổ biến ở các
nhà máy công nghiệp. Với năng suất vận chuyển cao và làm việc ổn định thì
hệ thống vận chuyển vật liệu bằng băng tải là tối ưu trong công nghiệp. Song
song với việc làm việc đạt năng su
ất thì kết cấu của hệ thống nhỏ gọn cũng là

một điểm cần thiết trong thiết kế. Hệ thống vận chuyển vật liệu bằng băng tải
có sơ đồ như (hình I.2)


Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
13
1234 5 6 7
8

Hình I.2:1- Cửa tháo liệu; 2- Tang chủ động; 3- Con lăn; 4- Tang căng băng;
5 - Băng cao su vận chuyển; 6- Phễu tiếp liệu; 7- Tang bị động; 8- Đối trọng
làm căng băng.
Để giảm không gian lắp đặt nhà thiết kế đưa ra hệ thống tang chủ động có kết
cấu gọn nhẹ, hợp lý mà vẫn đảm bảo được năng suất làm việc và tốc độ của
bưng tải. Hệ
thống tang chủ động này gồm cụm động cơ và hộp giảm tốc
hành tinh được thiết kế lắp ghép đồng bộ vào trong ruột vỏ tang. Kết cấu cụm
tang chủ động như (hình I.3) :
1 24
36
7
8910
11 12 14
15 16
17
5
13

Hình I.3:1- Trục tang; 2- Nắp hãm; 3- Vòng bít làm kín; 4- Vòng đệm; 5- Bu
lông; 6- Vòng hãm; 7- Gioăng làm kín; 8- Vòng bi; 9- Gối trục; 10- Gioăng
làm kín; 11- Vỏ tang; 12- Bu lông; 13- Vòng đệm; 14- Động cơ; 15- Hộp
giảm tốc hành tinh; 16- Vành răng; 17- Trục tang.

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
14
Yêu cầu đặt ra là cụm hộp giảm tốc hành tinh thiết kế phải đảm bảo
được tỉ số truyền để tang chủ động quay đạt vận tốc, đảm bảo công suất tải và
làm việc ổn định trong hệ thống băng tải.
Đề tài ” Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các
thiết bị băng tải công nghiệp ”
do Trung tâm Gia công áp lực – Viện nghiên
cứu cơ khí thực hiện nhằm mục tiêu:
- Thiết kế hộp giảm tốc đảm bảo được tỉ số truyền.
- Đảm bảo độ bền của các bánh răng khi làm việc có tải.
- Đảm bảo kích thước để có thể lắp được cả hộp giảm tốc trong vỏ
tang.
- Tính toán chọn công suất động cơ để hệ thố
ng băng tải làm việc đạt
năng suất thiết kế.
- Nghiên cứu công nghệ chế tạo từng chi tiết của hộp giảm tốc hành
tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp.
- Chế tạo, chạy thử sau đó đưa vào sử dụng và đánh giá chất lượng sản
phẩm theo tiêu chí chất lượng đã đề ra.
+ Kết cấu hộp giảm tốc hành tinh của các thiết b
ị băng tải công nghiệp (hình
I.4):

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
15
2
3
4
5
6
7
8
11
9
10
12
A
A
1
A - A


Hình I.4:1- Vỏ hộp giảm tốc; 2- Bánh răng số 1; 3- Đầu trục động cơ; 4-
Vòng phanh;5- Bánh răng số 2; 6- Bánh răng số 3; 7- Trục răng số 4; 8- Vòng
bi; 9- Bánh răng số 5; 10- Trục ra hộp giảm tốc; 11- Vành răng số 6;
12- Vòng phanh.

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
16
CHƯƠNG II
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC
BÁNH RĂNG HÀNH TINH

II.1. Tính toán, kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của cặp bánh
răng 1và 2 .
II.1.1. Xác dịnh ứng suất cho phép:
Theo mẫu thiết kế vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X tôi cải thiện
đạt độ rắn HB260÷280 có giới hạn bền σ
b
=950 MPa, giới hạn chảy σ
ch
=700
MPa.
Ta có : σ
0
limH
= 2HB + 70 ; S
H

= 1,1 ; σ
0
limF
= 1,8HB ; S
F
= 1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
= 245; độ rắn bánh lớn HB
2
= 230, khi đó
σ
0
1limH
= 2HB
1
+ 70 = 560Mpa ; σ
0
1limF
= 1,8HB
1
= 441 Mpa.
σ
0
2limH
= 2HB
2
+ 70 = 530Mpa ; σ
0
2limF

= 1,8HB
2
= 414 Mpa.
Theo (6.5) [1]
N
Ho
= 30 HB
4,2
, do đó
N
Ho1
= 30.245
4,2
=1,6.10
7
; N
Ho2
= 30.230
4,2
=1,39.10
7

Ta có:
[σ
H
] = σ
0
limH
.K
HL

/S
H

[σ
H1
] = 560.1/1,1 = 509 Mpa.
[σ
H2
] = 530.1/1,1 = 482 Mpa.
⇒ [σ
H
] = ([σ
H1
] + [σ
H2
])/2 = 496 Mpa.
Theo (6.2a) [1]với bộ truyền quay một chiều K
FC
= 1 ta được:

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
17
[σ
F1
] = 441.1.1/1,75 =252 Mpa.
[σ
F2
] = 414.1.1/1,75 =236,5 Mpa.

ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.10) và (6.11) [1]ta có :
[σ
H
]
max
= 2,8d
ch2
= 2,8.500 = 1400 Mpa.
[σ
F1
]
max
= 0,8d
ch1
= 0,8.600 = 480 Mpa.
[σ
F2
]
max
= 0,8d
ch2
= 0,8.500 = 400 Mpa.
II.1.2. Xác định các thông số của cặp bánh răng.
Ta có : Công suất P = 2,2 KW,
Số vòng quay n = 1400 v/phút
Tỉ số truyền u = 2,1
Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo (6.15a) [1]:
a
w1
= K

a
(u + 1)
3
2
.][
.
baH
H
u
KT
ψσ
β
[II.1]
Trong đó K
a
là hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Theo bảng 6.5 [1] ta có K
a
= 43
T là momen xoắn trên bánh chủ động :
T = 9,55.10
6
P/n = 9,55.10
6
2,2/1400 = 15007 Nmm.
[σ
H
] là ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
H
] = 496 Mpa

u là tỉ số truyền : u = 2,1
ψ
ba
là hệ số phụ thuộc vào độ cứng vật liệu tra bảng 6.6 được ψ
ba
= 0,3
K
Hβ
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc: K
Hβ
= 1,15.

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
18
Thay các giá trị vào công thức trên ta tính được a
w1
= 64,5
Ta có :
m = (0,02: 0,03) a
w1
= 1,29 : 1,9 [II.2]
Theo 6.8 [1] chọn mô đun pháp m
f
= 1,5.
Chọn sơ bộ β = 10
0
do đó cosβ = 0,9848 số răng bánh nhỏ

Z
1
= 2 a
w1
cosβ/[m(u+1)] = 27,3 [II.3]
Lấy Z
1
= 27 răng.
Số răng bánh lớn:
Z
2
= u. Z
1
= 56,7
Lấy Z
2
=57 răng.
Vậy góc nghiêng của răng sẽ là
cosβ = m
f
(Z
1
+ Z
2
)/(2a
w1
) = 0,978 [II.4]
Vậy β = 12
0
22’51’’

a
w0
= 0,5m(Z
1
+Z
2
) = 63 mm.
Do đó phải dịch chỉnh bánh răng.
Tính hệ số dịch tâm:
ξ = a
w1
/m - 0,5(Z
1
+ Z
2
) = 64,5/1,5 - 0,5(27 + 57) = 1 [II.5]
Mặt khác : k
Y
= 1000ξ/Z
T
=1000.1/(27+57) = 12,2.
Theo bảng 6.10a [1] ta có k
X
=1,02, theo (6.24) [1] ta có hệ số giảm
đỉnh răng.
ξ = k
X
Z
T
/1000 = 1,02.(27 + 57)/1000 = 0,09 [II.6]

Theo (6.25) [1]tổng hệ số dịch chỉnh:

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
19
x
T
= ξ + ∆ξ =1 + 0,09 = 1,09.
Theo (6.26) hệ số dịch chỉnh bánh 1:
x
1
= 0,5 [x
T
– (Z
2
– Z
1
) ξ/z
T
] = 0,5 [1,09 – (57 – 27)1/(57+27)] = 0,37
Hệ số dịch chỉnh bánh 2:
x
2
= x
T
– x
1
= 1,09 – 0,37 = 0,72.
II.1.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ta có công thức tính ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc.
σ
Htx
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
2
1
1

)1(2
ww
H
dub
uKT +
(*) [II.7]
Z
M
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
-Theo bảng 6.5 [1] ta có: Z
M
=274MPa
3/1

Z
H
là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

-Theo (6.35) [1]ta có:
tgβ
b
= cosα
t
tgβ = cos(20,432).tg(12,38) = 0,2
⇒
β
b
= 11,622
0

với α
t
= arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,977) = 20,432.
Do đó theo (6.34) [1]:
Z
H
= )432,20.2sin(/)622,11cos(22sin/cos2 =
ω
αβ
tb
= 1,73. [II.8]
Z
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
-Theo (6.37) [1]:
ε
β
= b

w
sinβ/(πm) =0,3.64,5sin(12
0
22’51”)/(π.1,5) = 0,88.
ε
β
là hệ số trùng khớp dọc.

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
20
do đó theo (6.38) [1]: Z
ε
=
67,1/1/1 =
α
ε
= 0,77.
Trong đó theo (6.38b):
ε
α
=
977,0)
57
1
27
1
(2,388,1cos)
11

(2,388,1
21
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
+−=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
+−
β
ZZ
= 1,67.
ε
α
là hệ số trùng khớp ngang.
-Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w1
= 2a
w1
/(u
m1
+1) = 2.64,5/(2,11+1) = 41,5 mm. [II.9]

-Theo (6.40) [1]:
v = πd
ω1
n
1
/60000 = 3,14.41,5.1400/60000 = 3,04 m/s .
Với v = 3,04 m/s theo bảng 6.13 [1]dùng cấp chíng xác 9. Theo bảng 6.14 [1]
với cấp chính xác 9 và 2,5 (m/s) < v < 5 (m/s) ta được
K
Hα
= 1,16.
Theo (6.42) [1]:
Ta có:
υ
H
= δ
H
g
0
v
1
/
mw
ua = 0,002.73.3,04 11,2/5,64 = 2,454
δ
H
là hệ số kể đến ảnh hương của các sai sô ăn khớp.
g
0
là hệ sốkể đến ảnh hưởng của sai lệch các bưởcăng bánh 1 và bánh 2

Trong đó: theo bảng 6.15 [1], δ
H
= 0,002.
theo bảng 6.16 [1], g
0
= 73.
Do đó theo (6.41) [1]:
K
Hv
= 1+
υ
H
b
w
d
w1
/(2T
1
K
Hβ
K
Hα
) = 1+ 2,454.0,3.64,5.41,5/(2.
1400
2,2.10.55,9
6
1,15.1,16) = 1,05

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”

CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
21
K
Hv
là hệ số kể đén tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo (6.39) [1] ta có:
K
H
= K
Hβ
K
Hα
K
HV
= 1,15.1,16.1,05 = 1,4
K
H
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
Hβ
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
K
Hα
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp.
Thay các giá trị vừa tính được vào (*) ta được :
σ
Htx
= Z
M

.Z
H
.Z
ε
2
1
1

)1(2
ww
H
dub
uKT +
= 274.1,73.0,77.
2
5,41.1,2.5,64.3,0
)11,2(4,1.15007.2 +
= 498 Mpa
-Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo (6.1) [1]với v = 3,04 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,do đó Z
R
= 0,95;với d
a
<700 mm,K

xH
=1,do đó theo (6.1) và
(6.1.a):
[σ
Htx
] = [σ
H
]Z
V
Z
R
K
xH
= 496.1.0,95.1 = 471 Mpa.
Ta thấy : σ
Htx
> [σ
Htx
] do đó ta phải tăng khoảng cách trục hoặc tăng độ cứng
mặt răng.Do ta không thể tăng khoảng cách trục nên ta tôi cải thiện tăng độ
cứng mặt răng cao hơn:
Độ rắn bánh răng nhỏ là 280 Mpa, độ rắn bánh lớn là 265 Mpa.
Lúc đó ứng suất tiếp xúc cho phép là: [σ
Htx
] = 531 Mpa.
Vậy σ
Htx
< [σ
Htx
] thỏa mãn điều kiện bền.

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
22
II.1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo (6.43) [1] ta có :
σ
F1uốn
= 2T
1
.K
F
.Y
ε
.Y
β
.Y
F1
/(b
w
.d
w
.m). [II.11]
Theo bảng 6.7 [1], K
Fβ
= 1,32 ;theo bảng 6.14 với 2,5m/s< v < 5m/s và cấp
chính xác 9 ,K
Fα

= 1,4 ; theo (6.47) [1]
ν
F
= δ
F
g
0
v ua
w
/ = 0,006.73.3,04 11,2/5,64 = 7,36
Trong đó : theo bảng 6.15 [1]δ
F
= 0,006
theo bảng 6.16 [1]g
0
= 73
Do đó theo (6.46) [1]:
K
Fv
= 1 + ν
F
b
w
d
w1
/(2T
1
K
Fβ
K

Fα
) = 1 + 7,36.0,3.64,5.41,5/(2.15007.1,32.1,4)
= 1,1
Do đó K
F
= K
Fβ
. K
Fα
. K
Fv
= 1,32.1,4.1,1 = 2,03.
Với ε
α
= 1,67 ⇒ Y
ε
= 1/ε
α
= 1/1,67 = 0,6.
Với β = 12
0
22’51” = 12,38
0
⇒ Y
β
= 1 - 12,38/140 = 0,912.
Số răng tương đương :
Z
v1
= Z

1
/cos
3
β = 27/ 0,932 = 29.
Z
v2
= Z
2
/cos
3
β = 57/0,932 = 61.
Theo bảng 6.18 [1] ta được : Y
F1
= 3,8 ; Y
F2
= 3,62.
Với m = 1,5 ; Y
S
= 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 0,972 ; Y
R
= 1 (Bánh răng phay) ;
K
xF
= 1 (d
a
< 400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) [1]:
[σ
F1
]
uốn

= [σ
F1
].Y
R
.Y
S
.K
xF
= 252.1.0,972.1 = 245 Mpa.

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
23
Tương tự tính được [σ
F2
]
uốn
= 230 Mpa.
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên :
σ
F1uốn
= 2.15007.2,03.0,6.0,912.3,8/(0,3.64,5.41,5) = 158 Mpa
σ
F1uốn
< [σ
F1
]
uốn
thoả mãn điều kiện bền

σ
F2uốn
= σ
F1uốn
.Y
F2
/Y
F1
= 151 Mpa
σ
F2uốn
< [σ
F2
]
uốn
thoả mãn điều kiện bền.
Ta có các thông số kích thước của bộ truyền.
Khoảng cách trục a
w
= 64,5.
Mođun pháp m = 1,5 mm
Tỉ số truyền u = 2,11.
Góc nghiêng của răng β = 12
0
22’51’’
Số răng bánh răng Z
1
= 27
Z
2

= 57
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0,37
x
2
= 0,72
Đường kính vòng chia d
1
= 41,5
d
2
= 87,5
Trên cơ sở tính toán thiết kế như đã trình bày,đề tài đã xây dung được
hệ thống bản vẽ chế tạo và lắp ghép hộp các chi tiết của hộp giảm tốc hành
tinh
II.2. Tính toán, kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của cặp bánh
răng 3 và 4:

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
24
II.2.1. Xác dịnh ứng suất cho phép:
Theo mẫu thiết kế vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X tôi cải thiện
đạt độ cứng HB 180÷350 có giới hạn bền σ
b
=950 MPa, giới hạn chảy σ
ch
=700

MPa.
Ta có : σ
0
lim
H
= 2HB + 70 ; S
H
= 1,1 ; σ
0
lim
F
= 1,8HB ; S
F
= 1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
= 300 ; độ rắn bánh lớn HB
2
= 280, khi đó
σ
0
1lim
H
= 2HB
1
+ 70 = 670 (Mpa) .
σ
0
1lim
F

= 1,8HB
1
= 540 (Mpa).
σ
0
2lim
H
= 2HB
2
+ 70 = 630 (Mpa) .
σ
0
2lim
F
= 1,8HB
2
= 504 (Mpa).
Theo (6.5) [1]
N
Ho
= 30 HB
4,2
.
Do đó :
N
Ho1
= 30.300
4,2
=2,6 .10
7

;
N
Ho2
= 30.280
4,2
=2,24.10
7

Ta có:
[σ
H
] = σ
0
limH
.K
HL
/S
H

[σ
H1
] = 670.1/1,1 = 609 (Mpa).
[σ
H2
] = 630.1/1,1 = 572,7 (Mpa).
⇒ [σ
H
] = ([σ
H1
] + [σ

H2
])/2 = 590,8 (Mpa).
[σ
F1
] = 540.1.1/1,75 =308,6 Mpa.
[σ
F2
] = 504.1.1/1,75 =288 Mpa.
Ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.10) và (6.11) [1]ta có :
[σ
H
]
max
= 2,8d
ch
= 2,8.700 = 1960 (Mpa).
[σ
F
]
max
= 0,8d
ch
= 0,8.700 = 560 (Mpa).
II.2.2. Xác định các thông số của cặp bánh răng.

Đề tài:
“Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp”
CNĐT - KS. Phạm Văn Quế - TT. GCAL-NARIME/2008
25
Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo (6.15a) [1]:

a
w2
= K
a
(u
2
+ 1)
2
3
2
2
.
[].
H
Hba
TK
u
β
σ
ψ
[II.12]
Trong đó K
a
là hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Theo bảng 6.5 [1] ta có K
a
= 43
T
2
là momen xoắn trên bánh chủ động :

T
2
= T
1
.η
1
.u
1

Trong đó :
T
1
: là mô mên xoắn trên bánh răng I , T
1
= 14490 ( N.mm ) ;
u
1
: là tỉ số truyền , u
1
= 2,1 .
η
1
: Là hiệu suất , η
1
= 0,96.0,99
2
= 0,94 .
⇒ T
2
= 14490.0,94.2,1 = 28860 (N.mm)

[σ
H
] là ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
H
] = 590,8 Mpa
u
2
là tỉ số truyền : u
2
= 1,62
ψ
ba
là hệ số phụ thuộc vào độ cứng vật liệu tra bảng 6.6 được ψ
ba
= 0,3
K
Hβ
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc: K
Hβ
= 1,15.
Thay các giá trị vào công thức trên ta tính được a
w2
= 52,2 (mm) .
Chọn a
w2
= 67,5 (mm) .
Ta có :
m = (0,02: 0,03) a
w2

=(0,02: 0,03) 67,5 = (1,35 ÷ 2,025) (mm).
Theo 6.8 [1] chọn mô đun pháp m = 1,5 (mm) .