Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Hộp GT Phân Đôi Cấp Chậm

Contents
Contents 1
TÝnh to¸n thiÕt kÕ bé truyÒn 11
3. Kiểm tra điều kiện bôi trơn và điều kiện chạm trục 29
3.1. Kiểm tra điều kiện bôi trơn 29
3.2 Kiểm tra điều kiện chạm trục 31
S¬ ®å kiÓm tra ®iÒu kiÖn tr¹m trôc 34
PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC 36
1. Tính sơ bộ đường kính trục 36
1.1. Chọn vật liệu 36
1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục 36
2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 37
3. Xác định trị số và các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 39
3.1. Lực từ các bộ truyền bánh răng 39
3.2. Lực từ các khớp nối 41
4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 42
4.1. Tính trục I 42
4.2. Tính trục II 47
4.3. Tính trục III 53
PHẦN IV. TÍNH CHỌN Ổ LĂN 66
1. Tính chọn ổ lăn cho trục I 66
1.1. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 67
1.2. Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh 68
2. Tính toán chọn ổ lăn cho trục II 68
3. Tính toán chọn ổ lăn cho trục III 70
3.1. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 71
3.2. Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh 72
PHẦN V. TÍNH MỐI GHÉP THEN 73
1. Chọn then trục I 73
2. Chọn then trục II 74
3. Chọn then trục III 75

PHẦN VI. TÍNH CHỌN KHỚP NỐI 76
1. Khớp nối trên trục I 76
2. Khớp nối trên trục III 77
PHẦN VI. THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH
ĂN KHỚP 79
1. Tính kết cấu của vỏ hộp 79
2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc 79
3. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc 79
4. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp 79
5. Điều chỉnh sự ăn khớp 79
1
6. Một số chi tiết khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp 81
PHẦN VII. BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 84
1. Dung sai và lắp ghép bánh răng 84
2. Dung sai lắp ghép ổ lăn 84
3. Dung sai khi lắp vòng chắn dầu 84
4. Dung sai lắp ghép then lên trục 84
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học Thiết kế sản phẩm với CAD là một đồ án mới của sinh
viên nghành cơ khí. Việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi là nội dung
không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp
các kiến thức quan trọng cho sinh viên về kết cấu máy.
Nội dung đồ án bao gồm những vấn đề cơ bản trong thiết kế máy và hệ
thống dẫn động; tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về
khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn
cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung
cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số
liệu tra cứu khác. Thuật ngữ và khí hiệu dùng trong đồ án dựa theo tiêu
chuẩn nhà nước, phù hợp với thuật ngữ và kí hiệu quốc tế.
2

Khi thiết kế đồ án chi tiết máy chúng ta phải nghiên cứu kỹ những giáo
trình như Công nghệ chế tạo máy, Khoa học vật liệu, Nguyên lý máy,
Dung sai lắp ghép, Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí Khi thiết kế chúng ta phải sử dụng tài liệu, sổ tay, tiêu chuẩn và khả
năng kết hợp so sánh những kiến thức lý thuyết với thực tế sản xuất.
Chúng em đã được các thầy giáo hướng dẫn đặc biệt là hai thầy cô đã
hướng dẫn chúng em trong suốt quá trình chúng em thực hiện đồ án là cô
Bùi Thanh Hiền đã cho chúng em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn
thành đồ án môn học này. Khi thực hiện đồ án trong tính toán còn có
nhiều sai sót em xin trân trọng cảm ơn những ý kiến, chỉ dẫn của thầy cô
Em xin chân thành cảm ơn!
3
PHẦN I
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1. Chọn động cơ điện
1.1. Chọn kiểu, loại động cơ điện
+ Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị
số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và
đảo chiều dễ dàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và
phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết
bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm
+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại: một pha và ba pha.
Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ
gia đình.
Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha: đồng bộ và không
đồng bộ.
So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu
điểm hiệu suất và cosϕ cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối
phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúng
được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw), khi cần đảm bảo chặt

chẽ trị số không đổi của vận tốc góc. Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu
: rôto dây cuốn và rôto ngắn mạch. Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn
cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng điện
mở máy thấp nhưng cosϕ thấp, giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng
thích hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công
nghệ đã được lắp đặt. Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có ưu điểm
là kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha
không cần biến đổi dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động
cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc.
4
Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của em,
em chọn . Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch.
1.2. Chọn công suất động cơ
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, nhằm đảm bảo
cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không vượt quá trị số cho phép. Để đảm
bảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau
dc dc
dm dt
P P≥
(kW) (1.1)
Theo đề bài, tính chất tải trọng là không đổi và quay theo một chiều nên:

dc dc
dt lv
p p≥
(1.2)
Trong đó:
dc
dm
P

- Công suất định mức của động cơ.
dc
dt
P
- Công suất đẳng trị trên trục động cơ.
dc
lc
P
- Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ.
dc
dc
lv
lc
P
P
η
∑
=
(kW) (1.3)
Với:
dc
lc
P
- Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.

η
∑
- Hiệu suất chung của toàn hệ thống.
Trong hộp giảm tốc gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên:
2 2 4

k br ol
η η η η
∑
= × ×
(1.4)
Tra bảng 2.3 [1] ta có:
η
k
= 1 - Trị số hiệu suất của khớp nối.
η
br
= 0,98 - Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
η
ol
= 0,99 - Trị số hiệu suất của ổ lăn.
Hiệu suất chung của toàn hệ thống:
2 2 4
1 0,98 0,99 0,923
η
Ξ
= × × =
Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác được xác định theo công
thức sau:
( )
6750 1,16
7,83
1000 1000
ct
t
lv

F v
P kw
×
×
= = =
(1.5)
Trong đó: F
t
: - Lực vòng băng tải (N).
v: - Vận tốc băng tải (m/s).
Thay vào (1.3) ta có:
5
( )
7,83
8,48
0,923
dc
lc
kw
P
= =

Như vậy, động cơ cần chọn phải có công suất lớn hơn hoặc ít nhất bằng 8,48 (kw).
1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay đồng bộ của động cơ được xác định theo công thức:
n
db
=
60 f
p

×
(1.6)
Trong đó: n
db
: - Số vòng quay đồng bộ của động cơ điện.
f: - Tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50Hz)
p: - Số đôi cực từ.
Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ
và giá thành của động cơ tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có
số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống
tăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên.
Do trạm dẫn động băng tải không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn các
động cơ có p = 2 tương ứng với số vòng quay đồng bộ là 1500 vòng/phút (tương
ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1455 vòng/phút).
Số vòng quay của trục công tác là:
3 3
60 10 60 10 1,16
62,4
355
ct
V
D
n
π π
× × × ×
= = =
× ×
(vòng/phút) (1.7)
Trong đó: n
ct

: Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút).
D: Đường kính tang băng tải (mm)
với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng tý số truyền nên dùng : 8 – 40
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống u
sb
:
u
sb
=
1455
23,3
62,4
db
ct
n
n
= =
(thuộc khoảng u nên dùng) (1.8)
u
2
là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm, được xác định :

1
2
0,25
0,35
ba
ba
ψ
ψ

=
=

0.333
0.333
2 2
2
1
1,2.0,35
0.8055 0.8055 .23,3 2,73
0,25
C ba
h
ba
K
u u
ψ
ψ
 
×
 
≈ × = × =
 ÷
 ÷
 
 
6
u
1
là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh, được xác định :

1
2
23,3
8,52 8
2,73
h
u
u
u
= = = >
không thỏa mãn
Chọn lại các động cơ có p = 3 tương ứng với số vòng quay đồng bộ là
1000 vòng/phút (tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là
970(vòng/phút).
1.4. Chọn động cơ thực tế
Từ (1.1), (1.2), (1.3) và ta có:
8,48
dc dc dc
dm dt lv
p p p
≥ ≥ =

Tra bảng P1.3 (tr 237) ta chọn được động cơ 4A160S6Y3 với các thông số sau:
Kiểu
Công suất
(kW)
vận tốc quay
(vòng/phút)
Cos ϕ

k
dn
T
T
max
dn
T
T
η
%
4A160S6Y3
11 970 0,86 1,2 2,2 86
1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy.
Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ
của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:
dc dc
mm bd
P P≥
(1.9)
Trong đó:
dc
mm
P
: - Công suất mở máy của động cơ (kw).
1,2 11 13,2
dc dc
K
mmđm

dn
T
T
p p
= × = × =
(kw) (1.10)
Với: T
k
: - Momen khởi động của động cơ.
T
dn
: - Momen danh nghĩa của động cơ.
dc
bd
P
- Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kw).
1,6 8,48 13,6
dc dc
bd
bd lv
p p
K
= × = × =

(kw) (1.11)
Từ (1.10) và (1.11) ta có điều kiện (1.9) không thỏa mãn.
Chọn lại động cơ
7
Tra bảng P1.3 (tr 237) ta chọn được động cơ 4A160M6Y3 với các thông số
sau:

Kiểu
Công suất
(kW)
vận tốc quay
(vòng/phút)
Cos ϕ
k
dn
T
T
max
dn
T
T
η
%
4A160M6Y3
15 970 0,87 1,2 2,0 87,5
Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ
của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:
dc dc
mm bd
P P≥
(1.9)
Trong đó:
dc
mm
P

: - Công suất mở máy của động cơ (kw).
1,2 15 18
dc dc
K
mmđm
dn
T
T
p p
= × = × =
(kw) (1.10)
Với: T
k
: - Momen khởi động của động cơ.
T
dn
: - Momen danh nghĩa của động cơ.
dc
bd
P
- Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kw).
1,6 8,48 13,6
dc dc
bd
bd lv
p p
K
= × = × =

(kw) (1.11)

Từ (1.10) và (1.11) ta có điều kiện (1.9) thỏa mãn.
Vậy, động cơ đã chọn(4A160M6Y3 ) thỏa mãn điều làm việc.
2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống (u
∑
)

xác định theo:
970
15,54
62,4
dc
ct
n
u
n
Σ
= = =
(1.12)
Trong đó: n
dc
: - Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút).
n
ct
: - Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút)
Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có :

1 2h
u u u u
Σ

= = ×
(1.13)
2.2. Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
Hộp giảm tốc bánh răng cấp nhanh tách đôi được xác định theo công thức:
8

1 2h
u u u= ×
(1.15)

u
2
là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm, được xác định :

( )
0.333
0.333
2 2
2
1
0.8055 0.8055 1, 2.1,3.15,54 2,33
C ba
h
ba
K
u u
ψ
ψ
 
×

≈ × = × =
 ÷
 
u
1
là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh, được xác định :

1
2
15,54
6,67
2,33
h
u
u
u
= = =
3. Tính toán các thông số trên các trục
Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu trục động cơ,
các chỉ số “I”, “II”, “III”, “ct” lần lượt là ký hiệu của các trục 1, 2, 3 và trục
công tác.
3.1. Tính công suất trên các trục
Với sơ đồ tải trọng không đổi,chọn công suất danh nghĩa là công suất lớn
nhất trong đó :
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức:
8,48( w)
dc dc
lc
P P k= =
(1.16)

- Công suất danh nghĩa trên các trục I, II, III và trục công tác (ct) xác định
theo các công thức sau:

8,48 1 0,99 8,37( w)
dc
I dc I ol
P P k
η η
÷
= × × = × × =

8,37 0,98 0,99 8,03( w)
II I I II ol
P P k
η η
÷
= × × = × × =

8,03 0,98 0,99 7,79( w)
III II II III ol
P P k
η η
÷
= × × = × × =

7,79 1 0,99 7,72( w)
ct III III ct ol
P P k
η η
÷

= × × = × × =
3.2. Tính số vòng quay của các trục
- Tốc độ quay của trục I: n
I
= n
dc
= 970
(vòng/phút)
- Tốc độ quay của trục II:
970
145,4
6,67
dc
II
I II
n
n
n
÷
= = =
(vòng/phút)
9
- Tốc độ quay của trục III:
145,4
62,4
2,33
II
III
II III
n

n
n
÷
= = =
(vòng/phút)
- Tốc độ quay của trục công tác:
62,4
ct III
n n= =
(vòng/phút)
3.3. Tính mô men xoắn trên các trục
Mô men xoắn trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:
6 6
9,55 10 9,55 10 8,48
83489
970
dc
dc
dc
p
n
T
× × × ×
= = =

(Nmm)
Mô men xoắn trên trục I:
(Nmm)
Mô men xoắn trên trục II:
(Nmm)

Mô men xoắn trên trục III:

(Nmm)
Mô men xoắn trên trục công tác:
(Nmm)
3.4. Bảng kết quả.
Bảng 1.1. Các kết quả tính toán động lực học các trục
Trục
Thông số
Động cơ I II III Công tác
Côngsuất (kw) 8,48 8,37 8,03 7,79 7,72
Tỷ số truyền 1 6,74 3,46 1
Tốcđộ
quay(v/ph)
1458 1458 216,3 62,5 62,5
Mômen (Nmm)
83489 82406 527417 1192220 1181506
PhÇn II
10
Tính toán thiết kế bộ truyền
I. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh.
1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu thích hợp là việc quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi
tiết máy.
Với công suất thiết kế chọn vật liệu nhóm một có độ rắn HB 350. Nhờ có
độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ
truyền có khả năng chạy mòn tốt .
Theo bảng 6.1 tài liệu [I], chọn vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn: Thép 45 tôi
cải thiện HB 192ữ240
Loi bỏnh rng Nhón hiu thộp

Nhit luyn rn
Gii hn bn
b

(MPa)
Gii hn chy
ch

(Mpa)
Nh
C45
Tụi ci thin HB 215
850 580
Ln
C45
Tụi ci thin HB 200
750 450
2.Tính ứng suất cho phép.
ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
], ứng suất uốn cho phép [
F
] đợc xác định
theo công thức.

[
H
] = (
o
Hlim

.K
HL
.K
XH
. Z
R
.Z
V
)/S
H

[
F
] = (
o
Flim
.K
FL
.K
FC
.K
XF
.Y
R
.Y
S
)/S
F

+

o
Hlim
,
o
Flim
:ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở.
Theo bảng 6.2 tài liệu [I]

0
H1lim
= 2.HB + 70 = 2.215 +70 = 500 (MPa)

0
H2lim
= 2.HB + 70 = 2.200 +70 = 470 (MPa)

o
F1lim
=1,8.HB =1,8.215 = 387 (MPa)

o
F2lim
=1,8.HB =1,8.200 = 360 (MPa)
+ K
HL
,K
FL
: Hệ số tuổi thọ.
11

K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N
-
FH
mm ,
: Bậc đờng cong mỏi,
6==
FH
mm
với độ rắn mặt răng HB 350
-
FOHO
NN ,
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc,

ứng suất uốn.
64,2
2
64,2
1
4,2
10.991,9200.30
10.884,11215.30
.30
==
==
=
HO
HO
HBHO
N
N
HN

6
10.4=
FO
N
(đối với thép 45)
-
FEHE
NN ,
: Số chu kì thay đổi về ứng suất tơng đơng.

== tncNN

FEHE
60
Với:
- c,n,t

: Lần lợt là, số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.
Với thời hạn sử dụng của bộ truyền 6năm.
9
1 1
1 1
60.1.970.6.365. . .24 2,04.10
3 3
HE FE
N N= = =
8
2 2
1 1
60.1.216,3.6.365. . .24 0,23.10
3 3
HE FE
N N= = =
Vậy:

FOFE
FOFE
HOHE
HOHE
NN
NN

NN
NN
>
>
>
>
2
1
22
11
Lấy



=
=
FOFE
HOHE
NN
NN
K
HL
= 1
K
FL
= 1
+ K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải.
K

FC
= 1 (quay một chiều)
+ K
XH
: Hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền tiếp xúc +Z
R
:
Hệ số xét đến ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân răng
12
+ Z
V
: Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng
Chọn sơ bộ: K
XH
.Z
R
.Z
v
= 1
+ K
XF
: Hệ số kể dến ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền uốn
+ Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân răng
+ Y
S
: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
Chọn sơ bộ: K
XF

.Y
R
.Y
S
= 1
+ S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
Theo bảng 6.2 tài liệu [I]: S
H
= 1,1; S
F
= 1,75;
[
H1
]
Sb
= 500/1,1 = 454,54 (MPa)
[
H2
]
Sb
= 470/1,1 = 427,27 (MPa)
[
H
]
Sb
= ([

H1
] + [
H2
] )/2 = 440,91 (MPa)
[
F1
]
Sb
= 387/1,75 = 221,14 (MPa)
[
F2
]
Sb
= 360/1,75 = 205,71 (MPa)
3.Tính ứng suất tiếp xúc,uốn quá tải:
[
H1
]
Max
= [
H2
]
Max
=2,8.
ch
= 2,8 .450 = 1260 (MPa)
[
F1
]
Max

= [
F2
]
Max
= 0,8.
ch
= 0,8.450 = 360 (MPa)

4.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
a. Xỏc nh s b khong cỏch trc
- Theo cụng thc:6.15a[1]
( )
[ ]
'
1
3
1 1
2
1 1
1
.
H
w a
H ba
T K
a K u
u


=

Trong ú:
K
a
: H s ph thuc vo vt liu ca cp bỏnh rng v loi rng.
T
1

= T
1
/2: Mụ men xon trờn trc bỏnh ch ng.
u
1
: T s truyn ca b truyn 1.

ba1
= b
w1
/a
w1
: H s chiu rng vnh rng.
b
w
: Chiu rng vnh rng.
13
K
H
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.

1
1
82406
' 41203( . )
2 2
T
T N mm
= = =
- Theo bảng 6.5 [1]với răng nghiêng ta có :
K
a
= 43 (MPa)
1/3
- Theo bảng 6.6 [1]chọn ψ
ba1
= 0,3
Với
( )
1 1 1
0,5. 1
bd ba
u
ψ ψ
= +
= 0,5.0,3.( 7,133 +1 ) = 1,293.
- Theo bảng 6.7 [1]ta chọn được:
K
H
β
= 1,2 ứng với sơ đồ 3

→
( ) ( )
3
1
2
41203.1,2
43. 7,133 1 160,159
436,364 .7,133.0,3
w
a mm
= + =
Lấy a
w1
= 160 ( mm ).
b. Xác định thông số ăn khớp
+) Mô đun pháp :
0,01¸0,02 ( )
n w
m a=

tham khảo 6.17[1].
→

n
m
= ( 0,01 ÷ 0,02 ).160 = 1,6 ÷ 3,2 (mm)
- Theo bảng 6.8 [1]chọn mô đun pháp
2
n
m =

(mm)
+) Chọn sơ bộ β = 35
o
, do đó cosβ = 0,819 suy ra số răng bánh nhỏ:
( )
1
1
2 cos
2.160.0,819
16,11
( 1) 2. 7,133 1
w
n
a
z
m u
β
= = =
+ +
Lấy z
1
= 16 ( răng).
+) Số răng bánh lớn:
z
2
= u.z
1
= 7,133.16= 114,128
Lấy z
2

= 115 ( răng )
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
2
1
115
7,18
16
th
z
u
z
= = =
+) Tính chính xác góc β.
14
1 2
1
( ) 2.(16 115)
cos 0,819
2 2.160
w
m z z
a
β
+ +
= = =
→ cosβ = 0.819 → β = 35
o
.
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
+) Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc (6.33)[1]:

[ ]
'
1
2
1
2 ( 1)
H
H M H H
w w
T K u
Z Z Z
b ud
ε
σ σ
+
= ≤
- Theo bảng 6.5 [1]→ Z
M
= 274 ( MPa
1/3
)
- Theo công thức :
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ
Trong đó :
β
b

: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
α
t
: Góc profin răng
α
tw
: Góc ăn khớp
Với bánh răng không dịch chỉnh:
o
o
o
20
23 57'
cos cos35
t tw
tg tg
arctg arctg
α
α α
β
 
 
= = = =
 ÷
 ÷
 
 
'
os . 23 57. 35 0,64
b t

tg c tg cos tg
ο ο
β α β
= = =

→ β
b
=32
o
36’.
Do đó theo công thức (6.34)[1]xác định hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp
xúc:
o
o '
2cos
2.cos32 36'
0,585
sin(2 ) sin(2.23 57 )
b
H
tw
Z
β
α
= = =
Trong đó :
β
ε
là hệ số trùng khớp dọc. b
w

là chiều rộng vành răng,
b
w1
= ψ
ba1
.a
w1
= 0,3.160 = 48
+) Hệ số trùng khớp dọc ε
β
(6.37)[1]
o
1
sin 48.sin35
4,38 1
. .2
w
n
b
m
β
β
ε
π π
= = = >
Trong đó theo (6.38b)
15
ε
α
: Hệ số trùng khớp ngang

o
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 cos 1,88 3,2 os35 1,7
16 115
c
z z
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
Do đó hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Z
ε
:
1 1
0,767
1,7
Z
ε

α
ε
= = =
+) Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
( )
( )
1
1
2 2.160
39,12
1 7,18 1
w
w
th
a
d mm
u
= = =
+ +
+) Vận tốc vòng v theo công thức (6.40)
( )
1 1
.39,12.1458
2,986 /
60000 60000
w
d n
v m s
π π
= = =

Với v = 2,986 m/s theo bảng 6.13 [1]dùng cấp chính xác 9
- Theo bảng 6.14 [1]với cấp chính xác 9 và v < 5 m/s
→ K
H
α
= 1,16
+) Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số
Hv
K

được tính theo công thức (6.41)[1]:
. 1 1
1
.
1
2
H w w
HV
H H
v b d
K
T K K
β α
= +
Với
160
0,002.73.2,986. 2,057
7,18
w
H H o

a
g v
u
ν δ
= = =
Trong đó: - Theo bảng 6.15 [1]→
H
δ
là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai
số ăn khớp. Lấy
0,002
H
δ
=
- Theo bảng 6.16 [1]→ g
o
là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch
các bước răng của bánh 1 và bánh 2. Lấy g
o
= 73
Do đó :
2,057.48.39,12
1 1,04
2.41203.1,2.1,16
Hv
K
= + =
16
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H

. . 1,2.1,16.1,04 1,448
H H H Hv
K K K K
β α
= = =
Vậy theo 6.33[1]có:

( )
2
2.41203.1,448.(7,18 1)
274.1,577.0,767. 401,12
48.7,18.(39,12)
H
MPa
σ
+
= =
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Với v = 2,986 m/s < 5 m/s ; z
v
= 1; cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp
chính xác tiếp xúc động học là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám
R
a
= 2,5
÷
1,25 µm , do đó Z
R
= 0,95.
Với d

a
< 700 mm ; K
xH
= 1
[ ] [ ]
. . . . 436,364.1.0,95.1.1 414,5
H H v R XH HL
cx sb
Z Z K K
σ σ
= = =

Nhận xét thấy
[ ]
H H
σ σ
<
với:
[ ]
[ ]
401,12 414,5
.100% .100% 3,2% 4%
414,5
H H
cx
H
H
cx
σ σ
∆σ

σ
−
−
= = = <
Kết luận: vậy bộ truyền bánh răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc
Tính lại
[ ]
2
2
1 1 1
401,12
. . 0,3.160. 44,7 ( )
414,5
H
w ba w
H
b a mm
σ
σ
 
 
= Ψ = =
 
 
 
 
 
1
0,3 0,5
ba

Ψ = ÷
(bảng 6.6[1]) chọn
1
0,3
ba
Ψ =
.
Lấy
1
45 ( )
w
b mm
=
.
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
[ ]
'
1 1
1 1
w1 w1
2
F F
F F
n
T K Y Y Y
b d m
ε β
σ σ
= ≤

n
m

- môđun pháp (mm)


1w
b
- chiều rộng vành răng (mm)

1w
d
- đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)
Y
ε
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

1 1
0,588
1,7
Y
ε
α
ε
= = =
17
Y
β
– hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

35
1 1 0,75
140 140
Y
β
β
= − = − =
.
Y
F1
, Y
F2
– hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
- Theo bảng 6.7 [1]→ Hệ số phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng :
Từ
1,293
bd
ψ
=
tra được:
1,41
F
K
β
=
.
- Theo bảng 6.14 [1]
2,5 2,986 5 / v m s
< = <
và cấp chính xác là 9.chọn :

1,4
F
K
α
=
.
+) Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
K
Fv
theo công thức (6.46)[1]:
1 w1
1
1
2
F w
Fv
F F
b d
K
T K K
β α
ν
= +
Với
w
160
0,006.73.2,986 6,174
7,18
F F o
a

g v
u
ν δ
= = =
Suy ra:
6,174.45.39,12
1 1
2.41203.1,41.1,4
Fv
K
= + =
Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn K
F
:
. . 1,41.1,4.1 1,974
F F F Fv
K K K K
β α
= = =
+) Số răng tương đương:
( )
1
1
3
3
16
29,125
0,819
os
v

z
z
c
β
= = =
( )
2
1
3
3
115
209,337
0,819
os
v
z
z
c
β
= = =
- Theo bảng 6.18 [1]ta được :
Y
F1
= 4,26 ; Y
F2
= 3,6
Với m = 2 mm → hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu Y
S
:
( )

1,08 0,0695ln 2 1,03
S
Y
= − =
+) Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám Y
R
= 1
+) Hệ số xét đến kích thước bánh răng K
xF
= 1 ( vì d
a
< 400 )
18
Do đó:
[ ] [ ]
( )
1 1
. . . 216.1.1,03.1 222,48
F F R S xF
Y Y K MPa
σ σ
= = =

[ ] [ ]
( )
2 2
. . . 205,714.1.1,03.1 211,885
F F R S xF
Y Y K MPa
σ σ

= = =
Vậy ta có:
Theo 6.43[1]:
[ ]
1 1
2.32613,992.2,329.0,69.0,79.4,26
93,89 222,48( )
48.39,12.2
F F
MPa
σ σ
= = < =
[ ]
( )
1 2
2 2
1
. 93,89.3,6
79,344 211,885
4,26
F F
F F
F
Y
MPa
Y
σ
σ σ
= = = < =
→ Thoả mãn điều kiện bền uốn.

e. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T
Trong đó : T là momen xoắn danh nghĩa
TMax là momen xoắn quá tải
Kqt = Tmax/T= 1,6
+) Ứng suất tiếp xúc cực đại:
( )
[ ]
( )
max
max
401,12 1,6 507,38 1260
H H qt H
K MPa MPa
σ σ σ
= = = < =
+) Ứng suất uốn cực đại:
( )
[ ]
( )
1max 1 1
max
. 93,89.1,8 169,002 360
F F qt F
K MPa Mpa
σ σ σ
= = = < =
( )
[ ]
( )

2max 2 2
max
. 79,344.1,8 142,819 360
F F qt F
K MPa Mpa
σ σ σ
= = = < =
→ Thoả mãn về quá tải.
19
g. Cỏc thụng s v kớch thc b truyn
Thụng s
Ký
hiu
Cụng thc tớnh Giỏ tr
Khong cỏch trc a
w
160
Mụdun phỏp m 2
T s truyn u
2
7,18
Chiu rng vnh rng b
w
b
w2
=
ba

.a
w

b
w1
= b
w2
+ (5 ữ 10)
45
50
Gúc nghiờng

35


S rng bỏnh rng nh z
1
16
S rng bỏnh rng ln z
2
115
ng kớnh chia d
d
1
= m.z
1
/cos
d
2
= m.z
2
/cos
39,012

280,83
ng kớnh nh rng d
a
d
a1
= d
1
+2.m
d
a2
= d
2
+2.m
43,012
284,83
ng kớnh ỏy rng d
f
d
f1
= d
1
-2,5.m
d
f2
= d
2
-2,5.m
34,012
275,83
ng kớnh vũng ln d

w
d
w1
= 2.a
w
/(u+1)
d
w2
= d
w1
.u
39,12
280,882
II. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm bánh răng thảng
1. Chọn vật liệu.
+ Chọn vật liệu bánh nhỏ: Theo bảng 6.1 tài liệu [I], chọn thép 45 tôi cải thiện
HB 192ữ240
20
Loi bỏnh
rng
Nhón hiu
thộp
Nhit luyn rn
Gii hn bn
b

(MPa)
Gii hn
chy
ch

(Mpa)
Nh
C45
Tụi ci thin HB 240
750 450
Ln
C45
Tụi ci thin HB230
750 450
2.Tính ứng suất cho phép.
ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
], ứng suất uốn cho phép [
F
] đợc xác định
theo công thức.
[
H
] = (
o
Hlim
.K
HL
.K
XH
. Z
R
.Z

V
)/S
H

[
F
] = (
o
Flim
.K
FL
.K
FC
.K
XF
.Y
R
.Y
S
)/S
F

+
o
Hlim
,
o
Flim
:ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở.

Theo bảng 6.2 tài liệu [III]:

0
H3lim
= 2.HB + 70 = 2.240 +70 = 550 (MPa)

0
H4lim
= 2.HB + 70 = 2.230 +70 = 530 (MPa)

o
F3lim
=1,8.HB =1,8.240 = 432 (MPa)

o
F4lim
=1,8.HB =1,8.230 = 414 (MPa)
+ K
HL
,K
FL
: Hệ số tuổi thọ.
K
HL
=
H
m
HE
HO
N

N
K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N
-
FH
mm ,
: Bậc đờng cong mỏi,
6==
FH
mm
với độ rắn mặt răng HB 350
-
FOHO
NN ,
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc,
ứng suất uốn.
74,2
4
74,2
3
4,2
10.4,1230.30
10.55,1240.30

.30
==
==
=
HO
HO
HBHO
N
N
HN

FO
N
= 4.10
6
(đối với thép 45)
21
-
FEHE
NN ,
: Số chu kì thay đổi về ứng suất tơng đơng.

== tncNN
FEHE
60
Với:
- c,n,t

: Lần lợt là, số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.

Với thời gian phục vụ của hộp giảm tốc 6 năm.

9
3 3
1 1
60.1.216,3.365.6. . .24 0,23.10
3 3
HE FE
N N= = =

7
4 4
1 1
60.1.62,5.6.365. . .24 3,12.10
3 3
HE FE
N N= = =
Vậy:

FOFE
FOFE
HOHE
HOHE
NN
NN
NN
NN
>
>
>

>
4
3
44
33
Lấy



=
=
FOFE
HOHE
NN
NN
K
HL
= 1
K
FL
= 1
+ K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải.
K
FC
= 1 (quay một chiều)
+ K
XH
: Hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền tiếp xúc

+ Z
R
: Hệ số xét đến ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân răng
+ Z
V
: Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng
Chọn sơ bộ: K
XH
.Z
R
.Z
v
= 1
+ K
XF
: Hệ số kể dến ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền uốn
+ Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân răng
+ Y
S
: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
Chọn sơ bộ: K
XF
.Y
R
.Y
S
= 1
+ S

H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
Theo bảng 6.2 tài liệu [III]: S
H
= 1,1; S
F
= 1,75;
[
H3
]
Sb
= 550/1,1 = 500(MPa)
[
H4
]
Sb
= 530/1,1 = 481,81(MPa)
[
H
]
Sb
= MIN([
H3
]
Sb
, [
H4
]

Sb
) = 481,81 (MPa)
22
[
F3
]
Sb
= 432/1,75 = 246,86 (MPa)
[
F4
]
Sb
= 414/1,75 = 236,57(MPa)
3.Tính ứng suất tiếp xúc, uốn quá tải:
[
H1
]
Max
= 2,8.
ch
= 2,8 .450 =1260 (MPa)
[
H2
]
Max
= 2,8.
ch
= 2,8 .450 =1260 (MPa)
[
F1

]
Max
= 0,8.
ch
= 0,8.450 = 360 (MPa)
[
F2
]
Max
= 0,8.
ch
= 0,8.450 = 360 (MPa)
4. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
a. Xỏc nh s b khong cỏch trc
- Theo cụng thc:
( )
[ ]
2
3
2 2
2
2
1
.
H
w a
H ba
T K
a K u
u

= +
Trong ú:
K
a
: H s ph thuc vo vt liu ca cp bỏnh rng v loi rng
U
2
: T s truyn ca b truyn 2
T
2
: Mụ men xon trờn trc bỏnh rng ch ng

ba
= b
w
/a
w
: H s chiu rng vnh rng
b
w
: Chiu rng vnh rng
K
H

: H s k n s phõn b khụng u ti trng trờn chiu rng
vnh rng
- Theo bng 6.5 [1] vi rng thng ta cú :
K

a
= 49,5 (MPa)
1/3
- Theo bng 6.6 [1]chn
ba2
= 0,4
Vi
2
2 2
0,5. .( 1)
bd
ba
u

= +
0,5.0,4.(2,408 1) 0,68
= + =
- Theo bng 6.7 [1] ta chn c:

1,02
H
K

=
ng vi s 7
3
2
2
527417.1,02
49,5(2,408 1). 259.8( )

360 .2,408.0,4
w
a mm= + =
23
Lấy
2
260 ( )
w
a mm
=
b. Xác định thông số ăn khớp
+) Mô đun pháp : m = ( 0,01 ÷ 0,02 )a
w
→ m = ( 0,01 ÷ 0,02 ).260 = 2,6÷ 5,2 (mm)
- Theo bảng 6.8 [1]chọn môđun pháp m =3 (mm)
2
3
2 2
2.
2.260
50,826
( 1) 3.(2,408 1)
w
a
z
m u
= = =
+ +
Lấy z
3

= 50( răng)
+) Số răng bánh lớn:
4 2 3
. 2,408.50 120,4z u z= = =
Lấy z
4
=120 ( răng )
Tỷ số truyền thực tế:
4
2
3
120
2,4
50
z
u
z
= = =
Lúc này:
( )
3 4
2
.( )
3.(50 120)
255
2 2
w
m z z
a mm
+

+
= = =
Chọn
( )
w2
255a mm
=
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
+) Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc
( )
( )
[ ]
2
2 2 4 2 2
2 1
H M H H w w H
Z Z Z T K u b u d
ε
σ σ
= + ≤
Z
M
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng khớp.
Z
H
: hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc.
- Theo bảng 6.5 [1]: Z
M
= 274 ( MPa
1/3

)
- Theo bảng 6.12 [1]:
1,764
H
Z
=
Z
ε

: hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng.

4
3
Z
α
ε
ε
−
=
Trong đó:
ε
α
: Hệ số trùng khớp ngang.
24
- Theo công thức 6.38b [1]:
3 4
1 1 1 1
1,88 3,2 cos 1,88 3,2 1,789
50 120z z
α

ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 

4 1,789
0,858
3
Z
ε
−
→ = =
+) Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
( )
( )
2
2
2
2 2.255
150

1 2,4 1
w
w
a
d mm
u
= = =
+ +
+) Vận tốc vòng v:
( )
2 2
3,14.150.204,402
1,605 /
60000 60000
w
d n
v m s
π
= = =
Với v = 1,62 m/s < 2m/s theo bảng 6.13 [1]dùng cấp chính xác 9
+) Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K
HV

( )
4 2 2
1 2
HV H w w H H
K b d T K K
β α
ν

= +
K
H
α
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp
K
H
β
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng
- Theo bảng 6.7 [1] với cấp chính xác 8.
Bánh răng thẳng: K
H
α
= 1 ; K
H
β
= 1,02
- Ta có :
2 2H H o w
g v a u
ν δ
=

:
H
δ

hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

- Theo bảng 6.15 [1] →
0,006
H
δ
=
- Theo bảng 6.16 [1] → g
o
= 73

255
0,006.73.1,605. 7,244
2,4
H
υ
= =

- Bề rộng vành răng:
( )
4 2 2
. 0,4.255 102
w ba w
b a mm
ψ
= = =
Do đó :
25