Đồ án: Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp tốc độ docx

LUẬN ÁN TỐT NGHIỆP
Đ n
Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp tốc độ
MỤC LỤC
   Ậ Ố Ệ 
Đô 
       ế ế ộ ả ố ấ ố độ
  Ụ Ụ 
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ
khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy.
Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm
quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho
chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hộp giảm tốc
hai cấp tốc độ”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng
hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm
của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý
kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra
trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc
biệt là thầy Nguyễn Đức Thắng đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của
mình.
Em xin chân thành cảm ơn !
Huế ngày tháng năm 2011
Sinh viên: Lê Văn Hiếu B
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Huế ngày tháng năm 2011
Giáo viên hướng dẫn:
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Lược đồ dẫn động
1- Động cơ điện 2- Bộ truyền đai thang 3- Hộp giảm tốc 4- Nối trục
5- Băng tải
1 Mootrên băng tải
x
M
50 Nm
2 Vận tốc băng tải V 3 m/s
3 Đường kính tang quay D 250 mm
4 Thời gian phục vụ 5
5 Số ngày trong tháng 26
6 Số ca trong ngày 2
7 Số giờ một ca 8h
Số liệu cho trước :
Khối lượng thiết kế
1 01 Bản thuyết minh ( A
4

)
2 01 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc ( A
0
)
3 01 Bản vẽ chế tạo ( A
3
) : Nắp ổ trên trục I
PHẦN I :
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Công suất cần thiết
Gọi P
t
là công suất làm việc trên trục máy công tác ( KW )
P
ct
là công suất cần thiết ( KW )

η
là hiệu suất truyền động.



t
P
η

ông thức công suất làm việc trên trục công tác :

975
x bt

t
M n
P
×
⇒ =
Trong đó
bt
n
: số vòng quay trên băng tải
Ta có
60 1000
bt
v
n
D
× ×
=
π×
=
60 1000
229
vg
ph
× ×3
=
3.14×250
Trong đó v : vận tốc băng tải
D : đường kinh băng tải

975

t
P
50× 229
⇒ = =
11.7 KW


Hiệu suất chung được tính theo công thức:
Hiệu suất chung được tính theo công thức:
•
4
3
3
2
21

ηηηηη
=
 !bảng"
1
η
#$%&- Hiệu suất bộ truyền đai
97,0
2
=
η

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng
3
η

= 0,99 - Hiệu suất của một cặp ổ lăn
1
4
=
η
- Hiệu suất khớp nối.
=>
η
= 0,96.0,97
2
.0,99
4
.1= 0,87



'
'


11.7
0,87
t
P
η
=
()*+
Vậy là ta cần chọn động cơ điện có
đc
≥

ct
P
1.2. Chọn động cơ
Động cơ phải có 
đc
≥
ct
P
; kết hợp các kết quả trên, tra (bảng 2P ) ta tìm được
động cơ điện AO2 – 62 – 2 ( động cơ điện không đồng bộ ba pha ) công suất động
cơ P
đc
= 17 KW; số vòng quay của động cơ: n
dc
= 2890 vg/ ph ( sách thiết kế chi
tiết máy bảng 2P trang 322 ).
1.3. Phân phối tỷ số truyền
Với động cơ đã chọn ta có: n
dc
= 2890 vg/ ph
P
dc
= 17 KW
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có


2890
229
dc
bt

n
n
= =
&
i
c
= i
d
.i
bn
.i
bc
Trong đó:
i
c
- Tỷ số truyền chung
i
d
- Tỷ số truyền của bộ truyền đai
i
nh
- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh
i
ch
- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng cấp chậm
Chọn trước i
d
= 2 theo ( bảng 2-2)
⇒ i
nh

.i
ch
=
d
c
i
i
=
12.6
2
&(
Với lược đồ dẫn động như đề cho ta chọn i
nh
= 1,3.i
ch

⇒ i
ch
= 
⇒ i
nh
= 1,3
×
2.2 = 2.86
1.4. Công suất động cơ trên các trục
- Công suất động cơ trên trục I ( trục dẫn) là:
P
I
= P
ct

.
1
η
= 13.4.0,96 = 12.86( KW)
- Công suất động cơ trên trục II là :
P
II
= P
I
.
32
.
ηη
= 12.86.0,97.0,99 = 12.3 ( KW)
- Công suất động cơ trên trục III là:
P
III
= P
II
.
32
.
ηη
= 12.3.0,97.0,99 = 11.8( KW)
1.6 tốc độ quay trên các trục
- Tốc độ quay trên trục I là: n
1

2890
2

dc
d
i
i
= =
)),-.
- Tốc độ quay trên trục II là


1
1445
2.86
nh
n
i
= =
,#,-.
- Tốc độ quay trên trục III là
(

2
505
2.2
ch
n
i
=
= 229 ( vg/ ph)
1.7. Xác định mômen xoắn trên các trục
- Mômen xoắn trên trục động cơ theo công thức :

M
dc
= 9,55.10
6
.
ct
dc
P
n
%$,,#
&

13.4
2890
))(##
- Mômen xoắn trên trục I là:
M
1
= 9,55.10
6
.
1
I
P
n
%$,,#
&

12.86
1445

/)%%
- Mômen xoắn trên trục II là:
M
2
= 9,55.10
6
.
2
II
P
n
%$,,#
&

12.3
505
(&#)
- Mômen xoắn trên trục III là:
M
3
= 9,55.10
6
.
3
III
P
n
%$,,#
&


11,8
229
)%#%&
• Ta có bảng thông số sau:
Bảng 1:
Trục
Thông số
Động cơ I II III
Công suất P ( KW) 17 12.86 12,3 11,8
Tỉ số truyền i 2 2,86 2,2 1
Vận tốc vòng n ( vg/ ph) 2890 1445 505 229
Mômen (N.mm) 44300 84991 232604 492096
PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
( Hệ thống dẫn động dùng bộ truyền đai thang )
2.1. Chọn loại đai
Thiết kế bộ truyền đai cần phải xác định được loại đai, kích thước đai và
bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài đai L và lực tác dụng lên trục.
Do công suất động cơ P
ct
= 17 KW và i
d
= 2 và yêu cầu làm việc êm nên ta
hoàn toàn có thể chọn đai thang.
Ta nên chon loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm
việc được trong điều kiện môi trường ẩm ướt ( vải cao su ít chịu ảnh hưởng của
nhiệt độ và độ ẩm ), lại có sức bền và tính đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở
các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ.
2.2. Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai
2.2.1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ D
1

Từ công thức kiểm nghiệm vận tốc:
V
d
=
≤
1000.60

1
Dn
dc
π
V
max
= ( 30 ữ 35 ) m/s
⇒ D
1

35.1000.60
2890.3,14
≤ =
(
Theo ( bảng 5.14 ) và ( bảng 5.15 ) chọn D
1
= 220 mm
⇒ V
d
=
2890.3,14.220
60000
$0&.123

4
(#ữ(,
2.2.2. Xác định đường kính bánh đai lớn D
2
Theo công thức ( 5 – 4 ) ta có đường kính đai lớn:
D
2
= i
d
.D
1
.(1 – x)
Trong đó : i
d
hệ số bộ truyền đai
x: hệ số trượt truyền đai thang lấy x = 0,02 ( trang 84 sách TKCTM )
⇒ D
2
= 2.220.( 1- 0,02) = 431 mm
Chọn D
2
= 450 mm theo ( bảng 5.15 )
Số vòng quay thực của trục bị dẫn:
n’
2
= ( 1 – x ).
2
1
D
D

.n
dc
( công thức 5-8 trang 85 )
n’
2
= ( 1 – 0,02 ).
220
450
/%#(/)-.
Kiểm nghiệm
1
21
n
nn
n
′
−
=∆
##5
1455 1384
1455
−
##5)$/5
Sai số
n∆
nằm trong phạm vi cho phép ( 3 – 5 )%.
2.2.3. Xác định tiết diện đai
Với đường kính đai nhỏ D
1
= 220 mm, vận tốc đai V

d
= 21,76 (m/s) và P
ct
=
13,4 (KW) tra bảng (5-13) ta chọn đai loại Á với các thông số sau (bảng 5-11):
Sơ đồ tiết diện đai Ký hiệu Kích thước tiết diện đai
a
0
14
h 10,5
a 17
h
0
4,1
F (mm
2
) 138
2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A
Theo điều kiện: 0,55.(D
1
+D
2
) + h
≤
A
≤
2.(D
1
+D
2

)
( Với h là chiều cao của tiết diện đai)
Theo bảng (5-16) – trang 94, sách thiết kế chi tiết máy.
Với : i = 2 chọn A = 1,2.D
2
= 1,2. 450 = 540 (mm)
2.4. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A
Theo công thức (5-1)
L = 2.A +
2
π
(D
2
+ D
1
) +
( )
A
DD
.4
2
12
−
=2.540 +
2
14,3
.(450 + 220 ) +
2
(450 220)
4.540

−
= 2156,4 (mm)
Lại có u=
L
V
≤
u
max
= 10
Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Kết hợp theo bảng (5-12) lấy L = 2000 (mm)
Theo CT (5-20):
u=
L
V
=
3
21,76
2800.10
−
0$/26
4
#.1
2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L = 2000 mm
Theo công thức (5-2):
A =
( ) ( )
[ ]
( )







−−+−++−
2
12
2
2121
.8 2 2.
8
1
DDDDLDDL
ππ
=
[ ]
2
2
1
2.2000 3,14.(450 220) 2.2000 3,14.(220 450) 8.(450 220)
8
 
. − + + − + − −
 
 

#

#



=
1
8
.
[ ]
2
2
4000 3,14.670 4000 3,14.670 8.(230)
 
− + − −
 
 

=
1 1
1896 3172 (1896 1781) 459
8 8
 
+ = + =
 
mm
Kiểm tra điều kiện (5-19):
0,55.(D
1
+ D
2
) + h
≤

A
≤
2.( D
1
+ D
2
)
0,55.(220 + 450) + 10,5
≤
459
≤
2.(220 + 450)
379 (mm)
≤
459 (mm)
≤
1340 (mm)
Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai:
A
min
= A – 0,015.L = 459 – 0,015.2000 = 420 (mm)
Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng:
A
max
= A + 0,03.L = 459 + 0,03.2000 = 510 (mm)
2.6. Kiểm nghiệm góc ôm
Theo công thức (5-3) ta có:
α
1
= 180

0
-
.
12
A
DD −
57
0
= 180
0
-
450 220
459
−
.57
0
= 151,5
0
> 120
0
⇒ Thoả mãn
2.7. Xác định số đai cần thiết
Số đai cần thiết được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai
và bánh đai.
• Chọn ứng suất căng ban đầu σ
o
= 1,2 N/mm
2
và theo chỉ số D
1

tra bảng ta có các
hệ số:
[σ
p
]
o
= 1,91: ứng suất có ích cho phép ( bảng 5-17)
C
α
= 0,92 : Hệ số ảnh hưởng góc ôm ( bảng 5-18)
C
t
= 0,8 : Hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (bảng 5-6)
C
v
= 0,94 : Hệ số ảnh hưởng vận tốc (bảng 5-19)
F = 138 mm
2
: Diện tích tiết diện đai (bảng 5-11)
V = 21,76 (m/s): Vận tốc đai
⇒ Số đai cần thiết:
Theo công thức (5-22) có:
Z ≥
1000.
. . . . .
ct
p t v
P
V C C C F
α

 
σ
 

1000.13,4
21,76.1,91.0,8.0,94.0,92.138
($(0
Lấy số đai Z = 3
2.8. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
• Chiều rộng bánh đai:
Theo công thức (5-23): B = (Z-1).t + 2.S
Theo bảng (10-3) có : t = 20; S = 12,5
⇒ B = (3-1).20 + 2.12,5 = 65 (mm)
• Đường kính bánh đai:
Theo công thức (5-24):
+ Với bánh dẫn: D
n1
= D
1
+ 2.h
o
= 220 + 2.4,1 = 228,2 (mm)
+ Với bánh bị đẫn: D
n2
= D
2
+ 2.h
o
= 450 + 2.4,1 = 458,1 (mm)
2.9. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

• Lực căng ban đầu với mỗi đai:
Theo công thức (5-25) ta có : S
o
= σ
o
.F
Trong đó: σ
o
: ứng suất căng ban đầu, N/mm
2
F: diện tích 1 đai, mm
2
.
⇒ S
o
= 1,2.138 = 165,6 (N)
• Lực tác dụng lên trục:
Theo công thức (5-26): R
d
≈ 3.S
o
.Z.sin(
2
1
α
)
Với α
1
= 151,5
o

; Z = 3
⇒ R
d
= 3.165,6.3.sin(
151,5
2
) = 1444,5 (N)
Bảng 2: các thông số của bộ truền đai
Thông số Giá trị
Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn
Đường kính bánh đai D
1
= 220 (mm) D
2
= 450 (mm)
Đường kính ngoài bánh đai D
n1
= 228,2 (mm) D
n2
= 458,2 (mm)
Chiều rộng bánh đai B = 65 (mm)
Số đai Z = 3 đai
Chiều dài đai L = 2000 (mm)
Khoảng cách trục A = 459 (mm)
Góc ôm
α
1
= 151,5
o
Lực tác dụng lên trục R

d
= 1444,5 (N))
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên
3.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện cho bánh răng cấp nhanh
Bánh răng nhỏ thép đã thường hóa:
Giả thiết đường kính phôi: (100
÷
300)
Giới hạn bền kéo :
bk
δ
=580 N/
2
mm
Giới hạn chảy :
ch
δ
=290 N/
2
mm
Độ rắn : HB=170
÷
220 (chọn HB1=190)
Bánh răng lớn thép 35 đã thường hóa:
Giả thiết đường kính phôi: (300
÷
500)
Giới hạn bền kéo :
bk

δ
=480 N/
2
mm
Giới hạn chảy :
ch
δ
=240 N/
2
mm
Độ rắn : HB=140
÷
196 (chọn HB1=160)
Ta chọn phôi chế tạo bánh răng nghiên là phôi rèn…
3.1.2. Xác định ứng suất cho phép, ứng suất uốn cho phép.
Theo công thức (3.3) số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng là

dt
N
=60.u.
h
t
.n
Trong đó: n : là số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

h
t
: là thời gian làm việc của máy
u : lá số lần ăn khớp 1 răng khi bánh răng quay 1 vong : u=1
số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ.

d1t
N
=60.1.24960.1445=216,4.
7
10
Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn

d2t
N
=60.1.24960.505=75,6.
7
10
Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kỳ cơ sở
0
N
=
7
10
=>
d1t
N
>
0
N

d2t
N
>
0

N
Do đó với cả hai bánh KN’=KN”=1
Xác định ứng suất cho phép
[ ]
0
x
x
p
Not
t
 
δ = δ
 
: KN’
Theo bảng (3-9) ta có
[ ]
0
xNot
δ
=2,6 HB
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ :

1 x
p
N t
 
δ
 
=2,6.190=494 N/
2

mm
ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn :

2 x
p
N t
 
δ
 
=2,6.160 = 416 N/
2
mm
Để tính súc bền ta dùng trị số nhỏ là
2 x
p
N t
 
δ
 
=416 N/
2
mm
-Xác định ứng suất ứng suất uốn cho phép:
Vì phôi rèn, phép thường hóa nên hệ số an toàn n=1,5 . hế số tập trung ứng suất
chân răng
K
δ
= 1,8
+ giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ.
1

δ
=0,43.580 = 249,4 N/
2
mm
+ giới hạn mỏi của bánh răng lớn.

2
δ
=0,43.480 = 206,4 N/
2
mm
Vì bánh răng quay 1 chiều nên theo công thức (3.5)
=>ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ :
[ ]
0 1
1
. (1,4 1,6) . '
1,5.249,4.1
138,5
. . .
u
KN KN
n K n K n K
σ
σ
δ−
δ δ δ
÷
= = = =
N/

2
mm
ứng suất uốn cho phép của bánh răng lớn :
[ ]
1
2
(1,4 1,6) . "
1,5.206,4.1
115
. .
u
KN
n K n K
σ
δ−
δ δ
÷
= = =
N/
2
mm
3.1.3. Tính khoảng cách trục A
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,3
- chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψ
A
= 0,4
áp dụng công thức(3-9): A
[ ]
2
6

3
x
1,05.10
( 1). .
. . .
A
t
KN
i
i n
 
≥ ±
 ÷
 ÷
δ Ψ θ
 
trong đó: i =
1
2
n
n
=
1445
505
= 2,86 tỷ số truyền
n
2
= 505 (vg/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn
P = 12.86 (KW): công suất trên trục I

θ
= 1,2 hệ số ảnh hưởng khản năng
⇒ A
≥

( )
2
6
3
1,05.10 1,3.12,86
2,86 1 .
416.2,86 0,4.1, 2.505
 
+
 ÷
 
= 145 (mm) chọn A
sb
=145 (mm)
3.1.4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng
- Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức:
(3-17)
V =
( )
1.1000.60
2
1000.60

1

11
+
=
i
nA
nd
sb
π
π
(m/s)
Với n
1
số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:
V =
2.3,14.145.1445
60.1000.(2,86 1)+
= 5,86 (m/s)
Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 8
3.1.5. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Vì bánh răng có độ cứng HB<350 và tải trọng không đổi nên ta có:
K
tt
=1
Theo bảng (3-13) tìm được hệ số tải trọng K
d
=1,45
Hệ số tập trung tải trọng: K = K
tt
.K
d

= 1.1,45 = 1,45
Thấy tải trọng K = 1,45 khác so với hệ số tải trọng sơ bộ
sb
K
= 1,3 nên ta tính lại
khoảng cách A: A =
3
sb
sb
K
A
K
=
3
1,45
145
1,3
= 150 (mm)
Chọn A = 150 (mm)
3.1.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng
Vì đây là bánh răng trụ răng răng nghiên nên ta tính mô đun pháp:
• Xác định mô đun :
n
m
= ( 0,01 ữ 0,02).A
⇒
n
m
= (0,01 ữ 0,02).150 = (1,5 ữ 3)
Theo bảng (3-1) chọn

n
m
= 2
• Tính số răng:
Chọn sơ bộ góc nghiên
β
=
15
o
=>
cos 0,96592
β
=
- Số răng bánh nhỏ: Z
1
=
2. cos
.( 1)
n
A
m i
β
+
=
2.150.0,96592
2.(2,86 1)+
= 37,1 (răng)
⇒ Chọn Z
1
= 37 (răng)

- Số răng bánh lớn: Z
2
= Z
1
.i = 38.2,86 = 108,7 (răng)
⇒ Chọn Z
2
= 109 ( răng)
Tính chính xác góc nghiên
β
:
1 2
( ).
cos
2.
n
Z Z m
A
β
+
=
=
(37 109).2
2.150
+
= 0,9733
=>
β
=
13 16

o o
• Chiều rộng bánh răng lớn : b
2
= ψ
A
.A = 0,4.150 = 60 (mm)
Chiều rộng bánh răng thỏa mãn b >
2,5.
2,5.2
sin sin13 16
n
o o
m
β
= =
21,8
Chiều rộng bánh răng:- Chọn b
1
= 65 (mm)
- Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng
nhỏ khoảng 5 ữ 10 mm nên chọn b
2
= 60 (mm)
3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Theo công thức (3-3) có: σ
u
=
6
2
19,1.10 .

. . n b
n
KN
y m θ″.Ζ. .
Trong đó : K = 1,45: Hệ số tải trọng
N: Công suất của bộ truyền (kW)
y: Hệ số dạng răng
n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính
n
m
: Mô đun
Z
td
: Số răng tương đương trên bánh
b, σ
u
: Bề rộng và ứng suất tại chân răng

θ"
: hệ số ảnh hưởng khản răng tải
θ"
= 1,5
Theo bảng (3-18):
- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:
Z
td1
=
2
37
cos

β
= 39 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y
1
= 0,476
- Số răng tương đương của bánh răng lớn:
Z
td2
=
2
cos
Z
β
=
2
109
cos
β
= 115 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh lớn: y
2
= 0,517
• Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là:
σ
u1
=
6
2
19,1.10 .1,45.12,86
0,476.2 .1,5.37.1445.65

= 35,9 (N/mm
2
)
Ta thấy σ
u1
< [σ]
u1
= 138,5(N/mm
2
) ⇒ thoả mãn
• ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là:
σ
u2
= σ
u1
.
2
1
y
y
= 35,9.
0,476
0,517
= 33 (N/mm
2
)
Ta thấy σ
u2
< [σ]
u2

= 115 (N/mm
2
) ⇒ thoả mãn
3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)
+ Bánh răng nhỏ
[σ]
txqt1
= 2,5.[σ]
Notx1
= 2,5.494 = 1235 (N/mm
2
)
+ Bánh răng lớn
[σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
Notx2
= 2,5.416 = 1040 (N/mm
2
)
Với: σ
txqt
=
( )
2
3
6
.
1

.
10.05,1
nb
NKi
iA
+
=
6 3
1,05.10 (3,86) .1,45.12,3
.
150.2,86 60.505
= 266,34 (N/mm
2
)
⇒ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh
răng lớn
• Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ
[σ]
uqt1
= 0,8.σ
ch
= 0,8.290 = 323 (N/mm
2
)
σ
uqt1
=
bnZmy
K

10.1,19
2
6
Ν
=
6
2
19,1.10 .1,45.12,86
0,476.2 .37.1445.65
= 53,8 (N/mm
2
)
13 16
o o
σ
uqt1
< [σ]
uqt1
⇒ thoả mãn
+ Bánh răng lớn
[σ]
uqt2
= 0,8. σ
ch
= 0,8.240 = 192 (N/mm
2
)
σ
uqt2

= σ
u1
.
2
1
y
y
= 53.8.
0,476
0,517
= 49,5 (N/mm
2
)
⇒ σ
uqt2
< [σ]
uqt2
Thoả mãn
3.1.9. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên:
• Mô đun pháp tuyến m
n
= 2
• Số răng Z
1
= 37 răng; Z
2
= 109 răng
Góc nghiên
β
=

13 16
o o
• Góc ăn khớp α
o
= 20
o
• Chiều rộng răng b
1
= 65 (mm)
b
2
= 60 (mm)
• Đường kính vòng chia d
c1
=
n
m
.z
1
= 2.37 = 74 (mm)
d
c2
=
n
m
.z
2
= 2.109 = 218 (mm)
• Khoảng cách trục A =
2

21 cc
dd +

74 218
2
+
= = 146 (mm)
• Chiều cao răng h = 2,25.m
n
= 2,25.2 = 4,5 (mm)
• Độ hở hướng tâm c = 0,25.m
n
= 0,25.2 = 0,5 (mm)
• Đường kính vòng đỉnh răng:
D
e1
= d
c1
+ 2.m
n
= 74 + 2.2 = 78 (mm)
D
e2
= d
c2
+ 2.m
n
= 218 + 2.2 = 222 (mm)
• Đường kính vòng chân răng:
D

i1
= d
c1
– 2.m
n
- 2.c = 74 – 2.2 – 2.0,5 = 69 (mm)
D
i2
= d
c2
– 2.m
n
– 2.c = 218 – 2.2 – 2.0,5 = 213 (mm)
Bảng 3: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh :
Thông số Giá trị
Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Số răng Z
1
= 37 răng Z
2
= 109 răng
Đường kính vòng chia d
c1
= 74 mm đ
c2
= 218 mm
Đường kính vòng đỉnh răng D
e1
= 78 mm D
e2

= 222 mm
Đường kính vòng chân răng D
i1
= 69 mm D
i2
= 213 mm
Chiều rộng răng b
1
= 65 mm b
2
= 60 mm
Môđun M = 2
Khoảng cách trục A = 150 mm
Chiều cao răng h= 4,5 mm
Độ hở hướng tâm c= 0,5 mm
Góc ăn khớp
α
o
= 20
o
Góc nghiên
β
=
13 16
o o
3.1.10. Lực tác dụng lên trục
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục P
a
= 0
Theo công thức (3-49) ta có:

- Lực vòng: P =
d
M
x
.2
=
6
2.9,55.10 .12,86
1445.74
= 2297 (N)
- Lực hướng tâm P
r
: P
r
=
. 20
cos13 16
o
o o
P tg
=
h
t
2297. 20
os13 16
o
o o
tg
c
=859 (N)

- Lực dọc trục
a
P
= P.tg
β
= 2297.tg
13 16
o o
=541,6 (N)
3.2. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
3.2.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện cho bánh răng cấp chậm
Chọn:
- Bánh răng nhỏ HB=200
- Bánh răng lớn HB=190
3.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp
nhanh
Tính theo công thức
dt
N
= 60.u.
h
t
.n
- Số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ:
N
td1
= 60.1.24960.505 = 75,6.10
7
- Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn:
N

td2
= 60.1.24960.229= 34,3.10
7
Theo bảng (3-9) ta chon số chu kỳ cơ sở N
o
= 10
7
⇒ N
td1
> N
o
N
td2
> N
o
Lại có: K’
N
=
6
td
o
N
N
K”
N
=
m
td
o
N

N
, chọn m = 6
Từ trên ⇒ K’
N
= K”
N
= 1
• Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ]
tx
=[σ]
Notx
.K’
N
Theo bảng (3-9) ta có [σ]
Notx
= 2,6 HB
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[σ]
N1tx
= 2,6.200 = 520 N/mm
2
ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[σ]
N2tx
= 2,6.190 = 442 N/mm
2
+ giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ.
1
δ

=0,43.580 = 249,4 N/
2
mm
+ giới hạn mỏi của bánh răng lớn.

2
δ
=0,43.480 = 206,4 N/
2
mm
• Xác định ứng suất uốn cho phép:
[σ]
u
=
0 1
. (1, 4 1,6) . '
. .
KN KN
n K n K
σ
δ−
δ δ
÷
=
Ứng suất uốn cho phép của
+ Bánh nhỏ: [σ]
u1
=
1,6.249,4
1,8.1,5

= 148 N/mm
2
+ Bánh lớn: [σ]
u2
=
1,6.206,4
1,8.1,5
= 122,3 N/mm
2
3.2.3. Tính khoảng cách trục A
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,3
- chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψ
A
= 0,4
áp dụng công thức (3-9): A
( )
[ ]
3
2
2
6

.
.
10.05,1
.1
n
K
i
i

A
tx
θψσ
Ν








+≥
Trong đó: i =
2
1
n
n
=
1445
505
= 2,86: tỉ số truyền
θ = (1,15 ữ 1,35) chọn θ = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải
n
2
= 505 (vg/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn
N = 12,86 (KW): công suất trên trục 1
⇒ A
≥

2
6
3
1,05.10 1,3.12,86
(2,86 1). .
416.2,86 0,4.1,2.505
 
+
 ÷
 
= 145 (mm) chọn A
sb
=145(mm)
3.2.4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng
- Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức:
(3-17)
V =
( )
1.1000.60
2
1000.60

1
11
+
=
i
nA
nd

sb
π
π
(m/s)
Với n
1
số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:
V =
2.3,14.145.1445
60.1000.(2,86 1)+
= 5,6(m/s)
Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 8
3.2.5. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Vì bánh răng có độ cứng HB>350 và tải trọng không đổi nên ta có:
tt
K
=1
Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng
d
K
=1,45
Vậy hệ số tải trọng k=
tt
K
.
d
K
= 1,45
Thấy tải trọng k=1,45 khác so với hệ số tải trọng sơ bộ nên tính lại khoảng cách A
• Ta tính lại A theo công thức: A = A

sb
.
3
sb
k
k
= 145.
3
1,45
1,3
= 150 (mm)
3.2.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng
Vì đây là bánh răng trụ răng răng nghiên nên ta tính mô đun pháp:
• Xác định mô đun : m
n
= ( 0,01 ữ 0,02).A
⇒ m
n
= (0,01 ữ 0,02).150= 1,5 ữ 3
Theo bảng (3-1) chọn m
n
= 3
• Tính số răng:
Chọn sơ bộ góc nghiên
β
=
15
o
=> cos
β

= 0,96592
- Số răng bánh nhỏ: Z
1
=
2 os 2.150.0,96592
.( 1) 2.3,86
n
Ac
m i
β
=
+
= 37,5 (răng)
⇒ Chọn Z
1
= 38 (răng)
- Số răng bánh lớn: Z
2
= Z
1
.i = 38.2,86= 108,86 (răng)
⇒ Chọn Z
2
= 109 ( răng)
• Tính chính xác góc nghiêng β
cos β =
( )
A
mZZ
n

.2
.
21
+
=
(38 109).2
2.150
+
= 0,98
⇒ β =
11 28
o o
• Chiều rộng bánh răng nhỏ: b
1
= ψ
A
.A = 0,3.150 = 45 (mm)
- Chọn b
1
= 45 (mm)
- Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ữ 10
mm nên chọn b
2
= 40 (mm)
3.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Theo công thức (3-3) có: σ
u
=
"
10.1,19

2
6
θ
bnZmy
K Ν
Trong đó : K = 1,45: Hệ số tải trọng
N = 12,86 (kW): Công suất của bộ truyền
y: Hệ số dạng răng
n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính
m: Mô đun
Z
td
: Số răng tương đương trên bánh
b, σ
u
: Bề rộng và ứng suất tại chân răng
θ” : Hệ số ảnh hưởng khả năng tải . Chọn θ” = 1,5
Theo bảng (3-18):
- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:
Z
td1
=
β
2
1
cos
Z
=
2
38

os 11 28
o o
c
= 40 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y
1
= 0,476
- Số răng tương đương của bánh lớn:
Z
td2
=
β
2
2
cos
Z
=
2
109
os 11 28
o o
c
= 113 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh lớn: y
2
= 0,517
• Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là:
σ
u1
=

6
2
19,1.10 .1,45.12,86
0,476.2 .1,5.38.1445.45
= 50,5 (N/mm
2
)
Ta thấy σ
u1
< [σ]
u1
= 118 (N/mm
2
) ⇒ thoả mãn
• ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là:
σ
u2
= σ
u1
.
2
1
y
y
= 50.5.
0,476
0,517
= 46,5 (N/mm
2
)

Ta thấy σ
u2
< [σ]
u2
= 83 (N/mm
2
) ⇒ thoả mãn
3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)
+ Bánh răng nhỏ
[σ]
txqt1
= 2,5.[σ]
Notx1
= 2,5.494 = 1235 (N/mm
2
)
+ Bánh răng lớn
[σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
Notx2
= 2,5.416 = 1040 (N/mm
2
)
Với: σ
txqt
=
( )
2

3
6
.
1
.
10.05,1
nb
NKi
iA
+
=
6 3
1,05.10 (3,86) .1,45.12,3
.
150.2,86 40.505
= 551,5(N/mm
2
)
⇒ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh
răng lớn
• Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ
[σ]
uqt1
= 0,8.σ
ch
= 0,8.290 = 323 (N/mm
2
)
σ

uqt1
=
bnZmy
K

10.1,19
2
6
Ν
=
6
2
19,1.10 .1,45.12.86
0.476.2 .38.1445.45
= 75,7 (N/mm
2
)
σ
uqt1
< [σ]
uqt1
⇒ thoả mãn
+ Bánh răng lớn
[σ]
uqt2
= 0,8. σ
ch
= 0,8.240 = 192 (N/mm
2
)

σ
uqt2
= σ
u1
.
2
1
y
y
= 75,7.
0,476
0,517
=69,7(N/mm
2
)
⇒ σ
uqt2
< [σ]
uqt2
Thoả mãn
3.2.9. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
• Mô đun pháp tuyến m
n
= 2
• Số răng Z
1
= 38 răng; Z
2
= 109 răng
Góc ăn khớp

20
o
α
=
• Góc nghiêng răng β = 11
o
28
o
• Chiều rộng răng b
1
= 45 (mm) b
2
= 40 (mm)
• Đường kính vòng chia d
c1
= m.z
1
= 2.38 = 76 (mm)
d
c2
= m.z
2
= 2.109 = 218 (mm)
• Khoảng cách trục A =
2
21 cc
dd +
=
76 218
2

+
= 147 (mm)
• Chiều cao răng h = 2,25.m
n
= 2,25.2 = 6,75 (mm)
• Độ hở hướng tâm c = 0,25.m
n
= 0,25.2 = 0,5 (mm)
• Đường kính vòng đỉnh răng: D
e1
= d
c1
+ 2.m
n
= 76 + 2.2 = 80 (mm)
D
e2
= d
c2
+ 2.m
n
= 218 + 2.2 = 222 (mm)
• Đường kính vòng chân răng:
D
i1
= d
c1
– 2.m
n
- 2.c = 76 – 2.2 – 2.0,5= 71 (mm)

D
i2
= d
c2
– 2.m
n
– 2.c = 218 – 2.2 – 2.0,5 = 213 (mm)
Bảng 4: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm :
Thông số Giá trị
Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Số răng Z
1
= 38 răng Z
2
= 109 răng
Đường kính vòng chia d
c1
= 76 mm d
c2
=
218 mm
Đường kính vòng đỉnh răng D
e1
= 80 mm D
e2
= 222 mm
Đường kính vòng chân răng D
i1
= 71 mm D
i2

= 213 mm
Chiều rộng răng b
1
= 45 mm b
2
= 40 mm
Môđun M = 2
Khoảng cách trục A = 147 mm
Chiều cao răng h= 4,5 mm
Độ hở hướng tâm c= 0,5 mm
Góc nghiêng
β = 11
o
28
o
Góc ăn khớp
α
o
= 20
o
3.2.10. Lực tác dụng lên trục:
Theo công thức (3-49) ta có:
- Lực vòng: P =
d
M
x
.2
=
dn.
.10.55,9.2

6
Ν
=
11 28
o o
6
2.9,55.10 .12,86
1445.76
= 2236,6 (N)
- Lực hướng tâm P
r
: P
r
=
β
α
cos
.
n
tgp
=
2236,6. 20
os11 28
o
o o
tg
c
= 830 (N)
- Lực dọc trục P
a

= P.tgβ = 2236,6.tg
11 28
o o
= 453,7 (N)
PHẦN IV: TÍNH TOÁN TRỤC
4.1. Chọn vật liệu cho trục
Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể
nhiệt luyện được và dễ gia công. Thép các bon và thép hợp kim là những vật liệu
chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép
45(thường hóa) có σ
bk
= 600 (N/mm
2
).
4.2 Tính sức bền trục
4.2.1. Tính đường kính sơ bộ của trục
Theo công thức (7-2) ta có:
d ≥ C.
3
n
P
(mm)