Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Hộp GT Bánh Răng Đồng Trục

MỤC LỤC
MỤC LỤC 1
PHẦN I 4
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 4
Ι. Tính chọn động cơ điện 4
1.1. Chọn kiểu, loại động cơ điện 4
1.2. Chọn công suất động cơ 4
1.3. Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ 6
1.4. Chọn động cơ thực tế 7
1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ 7
1.5.1. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ 7
1.5.2 . Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ : 8
II. Phân phối tỷ số truyền 8
2.1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 8
2.2. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 8
III. Tính toán các thông số trên các trục 9
3.1. Tính công suất trên các trục 9
3.2. Tính số vòng quay trên các trục 10
PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 12
A. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN: 12
I. BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM 12
1.1 .Chọn vật liệu 12
1.2. Ứng suất cho phép 12
1.2.1. Sơ bộ về ứng suất tiếp xúc cho phép 14
1.2.2. Sơ bộ về ứng suất uốn cho phép 16
1.3. Xác định các thông số cơ bản 16
1.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục 16
1.3.2. Xác định các thông số ăn khớp 17
1.4. Kiểm nghiệm răng 20
1.4.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc 20
1.4.2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : 21

1.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải 24
1.6. Các thông số cơ bản của bộ truyền 24
II. BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH. .25
2.1 .Chọn vật liệu 25
2.2. Ứng suất cho phép 25
1
2.2.1. Sơ bộ về ứng suất tiếp xúc cho phép 27
2.2.2. Sơ bộ về ứng suất uốn cho phép 29
2.3. Xác định các thông số cơ bản 29
2.3.1 Khoảng cánh trục 29
2.3.2. Xác định các thông số ăn khớp 29
2.4. Kiểm nghiệm răng 32
2.4.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc 32
2.4.2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : 34
2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 37
2.6. Các thông số cơ bản của bộ truyền 37
B. kiểm tra các điều kiện 38
I .Kiểm tra các điều kiện trạm trục : 38
II. Kiểm tra điều kiện bôi trơn: 38
2.1 Với bộ truyền cấp nhanh: 38
2.2.Với bộ truyền cấp chậm: 39
2.3.Chọn mức dầu chung cho cả hộp: 39
III.Kiểm tra sai số vận tốc : 40
Phần III 42
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 42
I. Tính toán thiết kế trục 42
1.1. Chọn vật liệu 42
1.2. Tính sơ bộ đường kính trục 42
1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 43
1.4. Chọn chiều nghiêng hợp lý 45

1.5. Tải trọng tác dụng lên trục 46
1.6. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 47
1.6.1. Tính trục I: 47
1.6.2.Tính cho trục II: 51
1.6.3. Tính trục III: 56
1.7. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 61
1.7.1. Tính kiểm nghiệm cho trục I 63
1.7.2. Tính kiểm nghiệm cho trục II 64
1.7.3. Tính kiểm nghiệm cho trục III 66
1.8. Kiểm nghiệm trục về quá tải 69
1.8.1. Kiểm nghiệm cho trục I 70
1.8.2 Kiểm nghiệm cho trục II 71
1.8.3 Kiểm nghiệm cho trục III 71
1.9 Kiểm nghiệm về độ bền của then 72
2
II. TÍNH CHỌN Ổ LĂN 73
1.1 chọn loại ổ lăn cho các trục 73
1.1.1.Cho trục I: 73
1.1.2.Cho trục II: 74
1.1.3.Cho trục III: 74
1.2 Chọn cấp chính xác cho ổ lăn: 74
1.3 Chọn kích thước cho ổ lăn 75
1.3.1. Chọn ổ theo khả năng tải động và kiểm tra khả năng tải tĩnh 75
PHẦN IV 91
CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP
TRONG HỘP 91
I. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp 91
1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân 91
1.2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp 91
II. TÍNH CHỌN CÁC CHI TIẾT MÁY PHỤ 93

1. Nắp ổ 93
2. Vòng phớt 93
3. Vòng chắn dầu 93
4. Nút thông hơi 94
5. Que thăm dầu 95
6. Nút tháo dầu 95
7.Cửa thăm 97
8. Chốt định vị 97
9. Ống lót 98
III. CHỌN DẦU MỠ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC 98
3
PHẦN I
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Ι. Tính chọn động cơ điện
Chọn động cơ điện để dẫn động máy hoặc các thiết bị là giai đoạn đầu tiên
trong quá trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Trong trường hợp dùng hộp giảm tốc
độ việc chọn đúng loại động cơ có ảnh hưởng rất nhiều đến việc lựa chọn và
thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp. Muốn chọn đúng động
cơ cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại, đồng thời cần chú ý
đến các yêu cầu làm việc cụ thể của thiết bị cần được dẫn động.
1.1. Chọn kiểu, loại động cơ điện
Với hệ dẫn động xích tải dùng với hộp giảm tốc, ta chọn loại động cơ điện
xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch (rôto lồng sóc).
Động cơ này có ưu điểm: Kết cấu đơn giản; giá thành tương đối hạ; dễ bảo
quản; làm việc tin cậy; có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến
đổi dòng điện.
Nhược điểm của động cơ này là:
- Hiệu suất và hệ số công suất thấp.
- Không điều chỉnh được vận tốc.
1.2. Chọn công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19-
[1]:
P
ct
= P
t
/η
Trong đó:
+ P
ct
- Công suất cần thiết trên trục động cơ, kW.
+ P
t
- Công suất tính toán trên trục máy công tác, kW.
+ η - Hiệu suất truyền động.
* Xác định công suất tính toán trên trục máy công tác, P
t.
- Với tải trọng không đổi: Công suất tính toán là công suất làm việc trên trục
máy công tác P
lv
:
P
t
= P
lv
(theo 2.10 trang 20-[1]:)
4
- Với hệ thống dẫn động xích tải, công suất làm việc được xác định theo công
thức 2.11 trang 20-[1]:
1000

.vF
P
lv
=
Trong đó:
+ P
lv
- Công suất làm việc trên trục máy công tác, kW.
+ F = F
t
- Lực kéo xích tải, N.
+ v - Vận tốc xích tải, (m/s)
Theo đề bài: F
t
= 3800 (N); v =1,3(m/s ).
Vậy: P
t
= P
lv
=
1000
3,1.3800
= 4,94 (kW)
* Tính hiệu suất truyền động của hệ thống, η.
Theo công thức 2.9 trang 19-[1] ta có:
η = η
1
.η
2
.η

3

Trong đó: η
1
, η
2
, η
3
là hiệu suất của các bộ bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ
thống dẫn động.
Theo sơ đồ khai triển trạm dẫn động xích tải (đề bài cho) ta có:
242

brolK
ηηηη
=
Với:
+ η
K
- Hiệu suất của khớp nối.
+ η
ol
- Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
+ η
br
- Hiệu suất của một cặp bánh răng.
Tra theo Bảng 2.3 trang 19-[1] ta được :
η
br
= (0,96÷0.98) → Chọn η

br
= 0,97
η
ol
= (0,99÷0.995) → Chọn
ol
η
= 0,99
Chọn η
K
= 1
Vậy: η =
90,099,097,01
422
=××
→ Công suất cần thiết trên trục động cơ là:
P
ct
= P
t
/η =
49,590,094,4
=÷
(kW)
5
1.3. Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ
Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định theo công thức 2.18 trang
21-[1]:
n
sb

= n
lv
.u
t
sb
Trong đó:
+ n
sb
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ, (vòng/phút).
+ n
lv
- Số vòng quay của trục máy công tác, (vòng/phút).
+ u
t
sb
- Tỷ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống dẫn động.
* Tính số vòng quay của trục máy công tác (đĩa xích tải): n
lv
.
Với hệ dẫn động xích tải, số vòng quay của trục máy công tác được xác định
theo công thức 2.16 trang 21-[1]:
3
60.10 .
.
lv
v
n
z t
=
(vòng/phút)

Trong đó:
+ z - Số răng đĩa xích tải.
+ t - Bước xích tải, mm.
+ v - Vận tốc vòng của xích tải, m/s.
Theo đề: v = 1,3 (m/s); z = 33 (răng); t = 24,5 (mm)
Vậy:
47,96
5,2433
3,16000060000
≈
×
×
=
×
×
=
tz
v
n
lv
(vòng/phút)
* Tính tỷ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống dẫn động u
t
sb
Tỷ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống dẫn động được tính theo công thức
2.15 trang 21-[1]: u
t
sb
= u
ng

.u
h
Trong đó:
+ u
ng
- Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp, u
ng
= 1
+ u
h
- Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp
Với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, tra bảng 2.4 trang 21-[1] ta có:
u
h
= 8÷40 → Chọn u
h
= 14
→ u
t
sb
= u
ng
.u
h
= u
h
= 14

6
Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ là:

n
sb
= n
lv
.u
t
sb
=
58,13501447,96
=×
(vòng/phút).
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n
db
= 1500 (v/ph)
1.4. Chọn động cơ thực tế
Vì dùng nối trục để nối động cơ với hộp giảm tốc nên ta chọn loại động cơ
điện 4A để đảm bảo khối lượng động cơ nhẹ hơn.
Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn
điều kiện:



≈
≥
sbđb
ctđc
nn
PP
(Theo 2.19 trang22-[1])
Theo bảng P1.3 trang 236-[1]: Với P

ct
= 5,49 (kW) và n
sb
= 1350,58
(v/ph), ta chọn động cơ điện4A132S4Y3 với các thông số sau:
Kiểu động cơ Công suất
P
đc
, (kw)
Vận tốc quay,
n
đc
, (v/ph)
cosϕ η(%)
dn
T
T
max
dn
K
T
T
4A132S4Y3 7,5 1455 0,86 87,5 2,2 2,0
1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
1.5.1. 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 ta cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo:
P
đc

mm
≥ P
đc
cbđ
Trong đó:
+ P
đc
mm
- Công suất mở máy của động cơ, kW, được xác định theo công thức:
P
đc
mm
=
dn
K
T
T
.P
đc
Với: P
đc
- Công suất định mức của động cơ, kW.
T
K
- Mômen khởi động của động cơ, Nmm.
T
dn
- Mômen danh nghĩa của động cơ. Nmm.
7
Ta có: P

đc
= 7.5 (kW);
dn
K
T
T
= 2,0
→ P
đc
mm
=
dn
K
T
T
.P
đc
=
5,70,2
×
= 15 (kW)
+ P
đc
cbđ
- Công suất cản ban đầu trên trục động cơ, kW, được xác định theo
công thức:
P
đc
cbđ
= K

bđ
.P
ct
Với: K
bđ
- Hệ số cản ban đầu phụ thuộc vào sơ đồ tải trọng.
P
ct
- Công suất cần thiết trên trục động cơ, kW.
Ta có: K
bđ
= 1,3; P
ct
= 5,49 (kW)
→ P
đc
cbđ
= K
bđ
.P
ct
=
14,749,53,1
=×
(kw)
Vậy P
đc
mm
> P
đc

bd
⇒Thỏa mãn điều kiện mở máy.
1.5.2 . Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ :
Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều nên không
cần phải kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ.
Vậy động cơ 4A132S4Y3 thỏa mãn điều kiện đề bài.
II. Phân phối tỷ số truyền
2.1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
Trạm dẫn động không có bộ truyền ngoài, do đó tỷ số truyền của bộ truyền
ngoài: u
ng
= 1
2.2. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động u
t
được xác định theo công thức 3.23
trang 48-[1]:
u
t
= n
đc
/n
lv
Trong đó:
+ n
đc
- Số vòng quay của động cơ đã chọn, v/ph.
+ n
lv
- Số vòng quay của trục máy công tác, v/ph.

Ta có: n
đc
= 1455 (v/ph); n
lv
= 96,47 (v/ph)
Vậy:
08,15
47,96
1455
≈==
lv
đc
t
n
n
u
8
Ta có: u
t
= u
ng
.u
h
Trong đó:
+ u
ng
- Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp, u
ng
= 1
+ u

h
- Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp.
→ u
t
= u
ng
.u
h
= u
h
= 15,08
Gọi u
1
, u
2
lần lượt là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh và tỉ số truyền
của bộ truyền cấp chậm, ta có: u
h
= u
1
.u
2
Với hộp giảm tốc đồng trục hai cấp nên khoảng cánh các trục I-II và II-III
là bằng nhau. Ta có thể sử dụng công thức tính tỷ số truyền theo công thức:
Trong đó :
, là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và cấp chậm =0,3 ;
Vậy :
III. Tính toán các thông số trên các trục
Kí hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số “đc” là kí hiệu trục động cơ, chỉ
số "ct" là kí hiệu trục công tác. Các chỉ số "I", "II", "III" là các kí hiệu chỉ trục số

I, II , III.
3.1. Tính công suất trên các trục.
Với sơ đồ tải trọng không thay đổi ta có:
9
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức:
)(49,5 kWPP
ct
đc
dn
==
- Công suất danh nghĩa trên các trục I, II, III và trục công tác (ct) xác định
theo các công thức sau:
)(44,599,00,149,5 kWPP
olK
đc
dnI
≈××==
ηη
)(22,597,099,044,5 kWPP
brolIII
≈××==
ηη
)(01,597,099,022,5 kWPP
brolIIIII
≈××==
ηη
)(94,4 kWPP
t
ct
dn

==
3.2. Tính số vòng quay trên các trục
- Số vòng quay trên trục động cơ: n
đc
= 1455 (v/ph)
- Số vòng quay trên trục I:
)/(1455
1
1455
phvnn
đc
I
===
- Số vòng quay trên trục II:
)/(80,201
21,7
1455
1
phv
u
n
n
I
II
===
- Số vòng quay trên trục III:
)/(56,96
09,2
80,201
2

phv
u
n
n
II
III
≈==
- Số vòng quay trên trục công tác:
III
ctIII
III
ct
nphv
u
n
n
====
−
)/(56,96
1
56,96
Trong đó:
+ u
đc-I
- Tỉ số truyền giữa trục động cơ và trục I, u
đc-I
= 1.
+ u
1
- Tỉ số truyền giữa trục I và trục II, u

1
= 7,21.
+ u
2
- Tỉ số truyền giữa trục II và trục III, u
2
= 2,09.
+ u
III-ct
- Tỉ số truyền giữa trục III và trục công tác, u
III-ct
= 1.
3.3. Tính mômen xoắn trên các trục
Mô men xoắn trên trục thứ i được tính theo công thức sau:
10
i
i
n
P
T .10.55,9
6
=
Trong đó:
+ P
i
- Công suất danh nghĩa trên trục thứ i, kW.
+ n
i
- Số vòng quay của trục thứ i, v/ph.
- Mômen xoắn trên trục động cơ:

(Nmm)02,36034
1455
49,5
1055,9
6
=××=
đc
T
- Mômen xoắn trên trục I:
T
I
=
(Nmm)84,35705
1455
44,5
1055,9
6
=××
- Mômen xoắn trên trục II:
T
II
=
(Nmm)70,247031
80,201
22,5
1055,9
6
=××
- Mômen xoắn trên trục III:
T

III
(Nmm)21,495500
56,96
01,5
1055,9
6
=××
- Mômen xoắn trên trục công tác:
05,488577
56,96
94,4
1055,9
6
=××=
ct
T
(Nmm)
3.4. Lập bảng kết quả
Trục Đ/cơ I II III Công tác
Công suất (kw) 5,49 5,44 5,22 5,01 4,94
Tỷ số truyền (-) 1 7,21 2,09 1
Số vòng quay(v/ph) 1455 1455 201,80 96,56 96,56
Mômen (Nmm)
02,36034
84,35705
71,247031
21,495500
05,488577
11
PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

A. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN:
I. BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM
1.1 .Chọn vật liệu
Vì hộp giảm tốc chịu công suất và vận tốc trung bình nên ta chọn vật liệu là
thép nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB<350, bánh răng thường được thường
hóa hoặc tôi cả thiện. Nhờ có độ rắng thấp nên ta có thể cắt bánh răng chính xác
sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.
- Cụ thể, tra Bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu bánh răng như sau:
Loại bánh
răng
Nhãn hiệu
thép
Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn
bền
b
σ

Mpa
Giới hạn
chảy
ch
σ

MPa
Nhỏ
45 Tôi cải thiện
HB
3
=245 850 580
Lớn 45 Tôi cải thiện HB

4
= 230 750 450
1.2. Ứng suất cho phép
- ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ]
H
σ
[ ]
0
lim
. . . .
H
H R V XH HL
H
Z Z K K
S
σ
σ
=
- Ứng suất uốn cho phép:
[ ]
F
σ
[ ]
0
lim
. . . . .
F
F R s XF FC FL
F

Y Y Y K K
S
σ
σ
=
Với :
Z
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt răng làm việc.
Z
V
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
xH
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
K
HL
, K
FL
: Hệ số tuổi thọ.
Y
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Y
S
: Hệ số kể đến độ nhậy vủa vật liệu tới sự tập trung ứng suất.
K
xF
: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn.
12

S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, uốn.
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy:
Z
R
.Z
v
.K
xH
= 1
Y
R
.Y
s
.K
xF
= 1
Do đó:
[ ]
0
lim
.
H
H HL
H
K
S

σ
σ
=
[ ]
0
lim
. .
F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
=
Tra bảng 6.2[1] ta chọn :
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limH
σ
= 2.HB+70
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc :
H
S
= 1,1
Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limF
σ
= 1,8.HB

Hệ số an toàn khi tính về uốn :
F
S
= 1,75
Như vậy :
0
lim3H
σ
= 2.
3
HB
+ 70 = 2.245+ 70 = 560 (Mpa)
0
lim4H
σ
= 2.
4
HB
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa)
0
lim3F
σ
= 1,8.
3
HB
= 1,8.245 = 441 (MPa)
0
lim4F
σ
= 1,8.

4
HB
= 1,8.230= 414 (MPa)
Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh
hưởng đặt tải
FC
K
=1.
Các hệ số , tính theo công thức:
; Theo (6.3) và (6.4)
Với:
, : là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
Vì HB ≤ 350 nên ta có
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
13
(HB: là độ rắn Brinen) Theo(6.5 ).[1]
Vậy ta có:
- Bánh nhỏ:
- Bánh lớn:
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn
với tất cả các loại thép
, : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Vì tải không đổi nên ta có ( theo 6.6).[1]
Với :
+ c: số lần ăn khớp trong một vòng quay , c =1 ( vì tải trọng quay một chiều nên
trong một vòng quay có một đôi răng ăn khớp một lần)
+ n: Số vòng quay trong một phút
+ : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
t
Σ

= 24.2/3.365.1/2.5= 14600 (giờ)
 60.c.n
2
.t
Σ
= 60.1.201,8.14600 = 176,777.10
6
(chu kỳ)
 60.c.n
3
.t
Σ
= 60.1.96,56.14600 = 84,587. (chu kỳ)
 Ta thấy:
;
Nên ta chọn: ; và do đó ;
1.2.1. Sơ bộ về ứng suất tiếp xúc cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] =
0
lim
S
H
σ
Η
. K
HL
Theo(6.1 ).[1]
Bánh nhỏ : [σ

H3
]
sb
= (Mpa)
14
Bánh lớn : [σ
H4
]
sb
= (Mpa)
Với bộ truyền bánh răng nghiêng :
[σ
H
] =
[ ] [ ]
3 4
2
H H
σ σ
+
≤
1,25[σ
H
]
min
Theo(6.12 ).[1]
[σ
H
] = (Mpa) < 1,25.481,82 = 602,28 (Mpa)
→ Thỏa mãn điều kiện

15
* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
[σ
H3
]
max
= 2,8.σ
ch3
= 2,8.580 = 1624 (Mpa)
[σ
H4
]
max
= 2,8.σ
ch4
= 2,8.450 = 1260 (Mpa)
1.2.2. Sơ bộ về ứng suất uốn cho phép
Ứng suất uốn cho phép :
0
lim
[ ] . .
F
K K
F FL
FC
S
F
σ
σ
=

(Theo 6.2)
Bánh nhỏ:
0
441
lim3
[ ] . . .1.1 252
3 1
1,75
F
K K
F FC FL
S
F
σ
σ
= = =
(Mpa)
Bánh lớn:
0
414
lim4
[ ] . . .1.1 236,5
4 2
1,75
F
K K
F FC FL
S
F
σ

σ
= = =
(Mpa)
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ] 0,8 0,8.580 464( )
max
3
3
MPa
F
ch
σ σ
= = =

[ ] 0,8 0,8.450 360( )
max
4
4
MPa
F
ch
σ σ
= = =
1.3. Xác định các thông số cơ bản
1.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
.
2
( 1).
3
2

2
[ ] . .
2
T K
H
a K u
w a
u
H
ba
β
σ ψ
= +
Theo(6.15a ).[1]
Trong đó:
ψ
ba
: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra Bảng 6.6-
[1]: ta chọn ψ
ba
= 0,375
a
K
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5- [1] : ta chọn
a
K
= 43 (MPa
1/3
).

β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.
Với hệ số ψ
bd2
= 0,5.ψ
ba2
.(u
2
+1) = 0,5.0,375.(2,03 +1) = 0,568
Tra bảng 6.7 -[1]: ta chọn
β
H
K
=1,047 ( sơ đồ 4)
16
Vậy:
(mm)
=> lấy
w
a
= 150 (mm)
1.3.2. Xác định các thông số ăn khớp
- Môđun m = (0,01
÷
0,02).
w
a

= (0,01
÷
0,02).150= 1,5 ÷ 3,0
=>tra Bảng : 6.8-[I]ta chọn môđun tiêu chuẩn = 2
- Chiều rộng vành răng : b
W
= a
W
.ψ
ba
= 150.0,375 = 56,25 (mm)
Chọn (mm)
-Xác định số răng Z
3
, Z
4
,góc nghiêng β, hệ số dịch chỉnh x:
-Công thức quan hệ :
Chọn sơ bộ β = 10
0
do đó cosβ = 0,9848 Theo(6.31 ).[1]
số bánh răng nhỏ :
=47,806⇒ chọn Z
3
= 48 (răng)
Z
4
= .Z
3
= 2,09.48 = 100,320⇒ Z

4
= 100 (răng)
Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
- Góc nghiêng thực:
є (8 – 20
0
)
Vì do đó không cần dịch chỉnh vì hiệu quả dịch chỉnh cải thiện chất
lượng ăn khớp kém.
- Góc profin gốc: α = 20
0
( theo TCVN 1065 – 71)
- Góc profin răng:
17
- Khoảng cách trục chia: (mm)
- Góc ăn khớp: α
tw
= α
t
=
18
- Đường kính vòng chia:
(mm)
(mm)
- Đường kính vòng cơ sở:
(mm)
(mm)
- Đường kính vòng lăn:
(mm)
(mm)

- Đường kính chân răng :
d
f3
= d
3
- 2,5.m = 97,297 -2,5.2 = 92,297 (mm)
d
f4
= d
4
-2,5.m = 202,703 – 2,5.2 = 197,703(mm)
- Đường kính vòng đỉnh răng:
d
a3
= d
3
+ 2.m = 97,297 +2.2 =101,297 (mm)
d
a4
= d
4
+2.m = 202,703 + 2.2 = 206,703 (mm)
- Hệ số trùng khớp ngang:
- Hệ số trùng khớp dọc:
19
1.4. Kiểm nghiệm răng
1.4.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
Ứng xuất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền thỏa mãn
điều kiện sau:
2. . .( 1)

2
. . .
2
. .
3
T K u
t
H
Z Z Z
H M H
b u d
w
t
w
σ
ε
+
=
≤
[σ
H
] Theo(6.31 ).[1]
Trong đó :
Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp .
Tra Bảng 6.5 .[1] được
M
Z
= 274 (Mpa

1/3
).
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
Z
H
=
2.cos
sin 2.
b
tw
β
α
Theo(6.34 ).[1]
β
b
là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgβ
b
= cosα
t
.tgβ
⇒tgβ
b
= cos( ).tg( ) = 0,155 ⇒β
b
= Theo(6.35 ).[1]
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Với ε
β
= 1,745 1 nên ta có: Z
ε
=
1
ε
α
Theo(6.37 ).[1]
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
. .K K K K
H H Hv
H
α
β
=
. Theo(6.39 ).[1]
trong đó : K
H
β
= 1,047 (tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 4)
K
H
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp
Vận tốc vòng của bánh răng :
(m/s) 4 Theo(6.40 ).[1]

Tra Bảng 6.13 . [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là 9.
20
Tra Bảng 6.14. [1] ta được : K
H
α
= 1,13.
K
Hv
: là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
Theo bảng P2.3.[1]: Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, có độ rắn HB
< 350, cấp chính xác 9, vận tốc vòng v = 1,028 (m/s) ta chọn K
HV
= 1,01
⇒ K
H
= 1,047.1,13.1,01 = 1,195
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
(Mpa)
* Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[σ
H
]
CX
= [σ
H
].Z
v
.Z
R
.K

xH
Theo(6.1).(6.1a).[I]
Trong đó : [σ
H
] = 495,46 (MPa)
với v = 1,028 (m/s) <5(m/s) ⇒ lấy Z
v
= 1
đường kính vòng đỉnh d
a
< 700 (mm) ⇒ lấy K
xH
= 1
với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8
⇒ lấy Z
R
= 0,95
⇒ [σ
H
]
CX
= 495,46.1.0,95.1 = 470,687 (MPa)
* Kiểm tra:
⇒ ⇒Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.
Tính lại chiều rộng vành răng:
chọn (mm)
1.4.2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
không được vượt quá một giá trị cho phép :
2. . . . .

2 3
[ ]
3 3
. .
3
T K Y Y Y
F
F
F F
b d m
w
w
ε
β
σ σ
= ≤
Theo(6.43 ).[1]
.
3 4
4
4
Y
F F
F
Y
F
σ
σ
=
≤

[σ
F4
] Theo(6.44 ).[1]
Trong đó :
T
2
: mômen xoắn trên bánh chủ động T
2
= 247031.71 (Nmm)
21
m : mô dun pháp m = 2,0(mm)
b
W
: chiều rộng vành răng b
W
= 54 (mm)
d
W3
: đường kính vòng lăn bánh chủ động d
W3
= 97,308 (mm)
Y
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y
ε
=
α
ε
1
=

Y
β
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
Y
F3
, Y
F4
là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 chúng phụ thuộc vào số răng
tương đương và hệ số dịch chỉnh
Số răng tương đương :
Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra Bảng 6.18 [1] : Y
F3
= 3,65
Y
F4
= 3,60
Tra Bảng 6.7 [1] được K
F
β
= 1,112
Tra Bảng 6.14 [1] K
F
α
= 1,37 (v < 5(m/s)
K
Fv
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn
K

Fv
: là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
Theo bảng P2.3.[1]: Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, có độ rắn
HB < 350, cấp chính xác 9, vận tốc vòng v = 1,013 (m/s) ta có:
Tra bảng 6.15 [1] có:
0,006
F
δ =
Tra bảng 3.16[1] có:
73
0
g =
Với
22
Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
. .K K K K
F F Fv
F
α
β
=
Theo(6.45 ).[1]
⇒
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
Ứng suất sinh ra tại chân bánh bị động:
23
Xác định ứng suất cho phép :
Với m=2 ⇒
: Phụ thuộc vào độ nhám
=

=
Vậy :Thỏa mãn điều kiện bền uốn.
1.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc răng có thể bị quá tải ( thí dụ như lúc mở máy,hãm máy )
với hệ số quá tải:
•Ứng suất tiếp xúc cực đại :
thỏa mãn điều kiện
tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt
•Ứng suất uốn cực đại :
Thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng
1.6. Các thông số cơ bản của bộ truyền
Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
Thông số Giá trị Đơn vị Thông số Giá trị Đơn vị
a
w
150 mm h 4,5 mm
ψ
ba
0,375
β
9,367
độ
b
w3
54 mm
α
20 độ
b
w4

48 mm
α
t
= α
tw 20,248
độ
Z
3
48 Răng d
a3
101,297 mm
Z
4
100 Răng d
a4
206,703 mm
u
t
2,083 d
f3
92,297 mm
m
n
2 mm d
f4
197,703 mm
d
3
97,297 mm d
b3

91,429 mm
d
4
202,703 mm d
b4
190,479 mm
d
w3
97,308 mm
d
w4
202,692 mm
24
II. BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH
2.1 .Chọn vật liệu
Vì hộp giảm tốc chịu công suất và vận tốc trung bình nên ta chọn vật liệu
là thép nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB<350, bánh răng thường được
thường hóa hoặc tôi cả thiện. Nhờ có độ rắng thấp nên ta có thể cắt bánh răng
chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.
- Cụ thể, tra Bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu bánh răng như sau:
Loại bánh
răng
Nhãn hiệu
thép
Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn
bền
b
σ

Mpa

Giới hạn
chảy
ch
σ

MPa
Nhỏ 45 Tôi cải thiện HB
3
=260
850
580
Lớn 45 Tôi cải thiện HB
4
= 245
850
580
2.2. Ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ]
H
σ
[ ]
0
lim
. . . .
H
H R V XH HL
H
Z Z K K
S

σ
σ
=
- Ứng suất uốn cho phép:
[ ]
F
σ
[ ]
0
lim
. . . . .
F
F R s XF FC FL
F
Y Y Y K K
S
σ
σ
=
Với :
Z
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt răng làm việc.
Z
V
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
xH
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
K

HL
, K
FL
: Hệ số tuổi thọ.
Y
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Y
S
: Hệ số kể đến độ nhậy vủa vật liệu tới sự tập trung ứng suất.
25