đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp

LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên
ngành cơ khí chế tạo máy.
Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp
ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một
cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng
và công nghiệp nói chung .
Trong môi trườg công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao
cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.
Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp,
phân đôi cấp nhanh để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một
hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.
Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót,
rất mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy.
Xin cám ơn thầy Nguyễn Ngọc Sang đã hướng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ
khí đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này!
SVTH: Hoàng Đức Hưng
1
MỤC LỤC
NỘI DUNG TRANG
Lời mở đầu 1
Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3
1. Chọn động cơ điện 3
2. Phân phối tỷ số truyền 5
Chương 2: Tính toán bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) 8
Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng 12
A.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 12
B.thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 21
Chương 4: Tính toán thiết kế trục 27
Chương 5: Tính toán chọn ổ đỡ trục, then, khớp nối, 44

các chi tiết khác và bôi trơn hộp giảm tốc
Chương 6: Tính toán thiết kế kết cấu hộp 50
Tài liệu tham khảo 52

2
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.Chọn động cơ
a) Tính công suất
Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ.
Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện:
- Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép.
- Động cơ không có khả năng quá tải trong thời gian ngắn.
- Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu của
phụ tải khi mới khởi động.
- Do chế độ tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều .
Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào:
Các số liệu đã cho:
- Tải trọng F = 14500N
- Vận tốc băng tải V = 0,46 m/s.
- Đường kính tang D = 320 mm
Nếu gọi: N
lv
_ là công suất làm việc của băng tải

η
_ là hiệu suất truyền dộng.
Trong đó: N
lv
=
14500.0,46

1000. 1000.
FV
η η
= =
(Kw)
Ta chọn:
1
0,95
η
=
_ là hiệu suất bộ truyền đai
3
98,0
2
=
η
_ là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (hai bộ)
995,0
3
=
η
_ là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp)
1
4
=
η
_ là hiệu suất khớp nối.
Ta được:
2 4
1 2 3 4

. . . 0,894
η η η η η
= =
⇒
14500.0,46
7,460
1000.0,894
lv
N = =
(Kw)
Công suất cần thiết : =
7,46
0,894
lv
N
η
= =
8,344 (Kw)
Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức N
đm
>. Trong tiêu
chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Theo TK CTM bảng 2P
ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-52-4 có:
Công suất động cơ N
đm
= 10 Kw
Số vòng quay của động cơ n
đc
= 1460 vòng/phút
Hiệu suất động cơ η

đm
= 89%
Hệ số = 2
Khối lượng động cơ m = 107 Kg
b) Kiểm tra động cơ
Tải trọng thỏa mãn:
= 2
4
Có:

1 1
1 2 1 1
1,65 1.65
1
0,65
mm
T
T T
T T T T T
= = =
+ +
(thỏa mãn)
2. Phân phối tỷ số truyền
a)Tỷ số truyền chung
Tý số truyền động chung: i =
Trong đó : n
t
là số vòng quay của tang dẫn động.
từ
60.1000

t
Dn
V
π
=
(m/s)
⇒ n
t
=
.60.1000 ,46.60.1000
27,45
320
V o
D
π π
= =
(vòng/phút)
Vậy i =
1460
53,18
27,45
=
Ta có: i = i
ng
.i
h
= i
ng
.i
n

.i
c
Trong đó:
i
ng _
tỷ số truyền của bộ truyền đai
i
h
_ tỷ số truyền của hộp giảm tốc
i
n
_ tỷ số truyền cấp nhanh
i
c
_tỷ số truyền cấp chậm.
5
Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước,
chất lưọng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền
trong hộp giảm tốc (quan hệ giữa i
ng
và i
h
) theo nguyên tắc:
- Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất
- Điều kiện bôi trơn tốt nhất
Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để cho các
bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau
tức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau (R
2
≈ R

4
), chọn i
n
= 1,3i
c
. Chọn: i
ng(đai)
= 2 ;
⇒ i
ng
=
53,187
. 1,2 .
n c c c
i
i i i i
=
= 2
53,187
4,52
2.1,3
c
i⇒ = =
⇒ i
n
= 1,3.4,52 = 5,876
b)Tính toán các thông số và điền vào bảng
• Công suất trên các trục
Với: = 7,460 (Kw)

3
3 2 3
7,460
8,307
0,995.0,95.0,995
. .
lv
N
N
η η η
= = =
(Kw)

3
2
2 3
8,037
8,519
0,98.0,995
.
N
N
η η
= = =
(Kw)
6

1
1
2 3

8,519
8,736
0,98.0,995
.
N
N
η η
= = =
(Kw)
• Tốc độ các trục

1
1460
dc
n n
= =
(vòng/phút)

1
2
1460
248,72
5,87
n
n
n
i
= = =
(vòng/phút)

2
3
248,72
55,02
4,52
c
n
n
i
= = =
(vòng/phút)
• Momen xoắn trên các trục
6
1
6
2
6
3
8,736
9,55. . 57143( . )
1460
8,519
9,55. . 327100( . )
248,72
8,307
9,55. . 1441872( . )
55,02
10
10
10

N mm
N mm
N mm
T
T
T
= =
= =
= =

 Bảng tổng hợp kết quả các thông số cho hộp giảm tốc và bộ truyền đai
Thông số Động cơ Trục1 Trục 2 Trục3
Công suất(Kw) 10 8,736 8,519 8,307
Tỷ số truyền 2 5,87 4,52
Số vòng quay 1460 1460 248 55
Momen xoắn(N.mm 57143 57143 327143 1441872
7
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI)
1. Chọn loại đai
Căn cứ công suất động cơ N=10 (Kw), tỷ số truyền
2
ng
i
=
và điều kiện làm
việc va đập vừa, ta chọn loại đai là đai vải cao su. Đai vải cao su có sức bền và
tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm.
2.Xác định các thông số bộ truyền
• Đường kính bánh đai nhỏ:
3

1
3
1
1
(1100 1300)
10
(1100 1300)
1460
(208,78 246,01)( )
dc
dc
mm
N
D
n
D
D
= ↔
= ↔
= ↔
Tra bảng 5-1 trang 85 (sách THCTM) ta chọn
1
220( )mm
D
=
Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện:
1
1
. .
(25 30)( )

60.1000
.220.1460
(25 30)( )
60.1000
16,81 (25 30)( )
v m s
m s
m s
n
D
π
π
= ≤ ÷
⇔ ≤ ÷
⇔ < ÷
Vậy đường kính đai thỏa mãn điều kiện.
• Đường kính bánh đai lớn:
1
2 1 1
2
(1 ) (1 )i
n
D D D
n
ξ ξ
= − = −
8
Ta có: hệ số trượt của đai vải cao su
0,01
ξ

≈
2
2.220.(1 0,01) 435,6( )mm
D
= − =
Tra bảng ta chọn
2
400mm
D
=
• Khoảng cách trục A:
Từ điều kiện hạn chế số vòng chạy u của đai trong 1 giây (để đai có thể làm việc
được tương đối lâu), tìm được chiều dài tối thiểu
min
L
của đai
min
axm
v
L
u
=
Chọn
ax
4
m
u
=
min
16

4( ) 4000( )
4
m mm
L
⇒ = = =
Tính A theo
min
L
:
[ ]
2
2
1 2 2 1 2 1
2
2
2 ( ) 2 ( ) 8( )
8
2.4000 (220 400) 2.4000 (220 400) 8(400 220)
8
1510( )
L L
A
A
A mm
D D D D D D
π π
π π
 
− + + − + − −
 

=
− + + − + − −
=
=
9
Để góc ôm
α
đủ lớn, khoảng cách trục A của bộ truyền cần thỏa mãn điều kiện:

1 2
2( )
1510 2(220 400) 1240( )
A
mm
D D
≥ +
⇔ ≥ + =
Vậy A thỏa mãn điều kiện. Cần chọn lại A = 1500mm, như vậy tuổi thọ của đai sẽ
tăng lên (vì u giảm).
Tính lại chiều dài đai:
2
2 1
1 2
2
2 1
1 2
( )
2 ( )
2 4
( )

2.1500 ( )
2 4.1500
3979,29( )
L A
A
L
L mm
D D
D D
D D
D D
π
π
−
= + + +
−
= + + +
=
Cần thêm vào chiều dài tìm được trên đây một lượng l = 20,71 (mm) để dễ nối
đai.
• Kiểm nghiểm góc ôm trên bánh nhỏ.
Góc ôm
1
α
cần thỏa mãn điều kiện:
1
150
α
≥
o

Ta có:
2 1
1
1
1
180 ( ).57
400 220
180 ( ).57
1500
173 9
A
D D
α
α
α
−
= −
−
= −
′
=
o o
o o
o
Như vậy
1
α
thỏa mãn điều kiện trên.
10
• Xác định tiết diện đai

Chiều dày đai
δ
được chọn theo tỷ số
1
D
δ
sao cho:
1 1
axm
D D
δ δ
 
≤
 
 
Tra bảng 5-2 sách TKCTM, ta có
1
ax
1
40
m
D
δ
 
=
 
 
đối với đai vải cao su.
1
1 220

6( )
40 40
mm
D
δ
⇒ ≤ = =
Tra bảng 5-3 sách TKCTM, ta chọn:
6mm
δ
=
• Chiều rộng đai
[ ]
1000
. . . . . .
t v b
o
N
b
v C C C C
α
δ σ
≥
Trong đó:
-
[ ]
0
P
σ
_là ứng suất có ích cho phép của đai (N/). Có tỷ số
1

36,6
D
δ
=
. Chọn ứng
suất căng ban đầu
2
0
1,8 /N mm
σ
=
. Tra bảng 5-5 ta chọn
[ ]
2,25
P
σ
=
-
t
C
_là hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng. Tra bảng 5-6, ta chọn:
0,7
t
C
=
(do xích tải làm việc 2 ca).
11
-
v
C

_Là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc. Ta có: v=16,81. Tra bảng 5-8, ta
chọn:
0,88
v
C
=
.
-
C
α
_ Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm. Ta có:
1
173 9
α
°
′
=
. Tra bảng 5-7, ta
chọn :
0,97C
α
=
.
-
b
C
_hệ số xét đến sự bố trí bộ truyền. Ta có:
60
Φ =
o

. Tra bảng 5-9, ta chọn:
0,9
b
C
=
.
1000.10
90( )
16,81.6.2,25.0,7.0,97.0,88.0,9
b mm≥ =
Vậy chiều rộng đai b=90(mm).
• Định chiều rộng B của bánh đai
Tra bảng 5-10 sách TKCTM ta chọn: B=100mm.
• Tính lực căng và lực tác dụng lên trục
- Lực căng:
0
0
. .
1,8.6.90 972( )
o
S b
S N
σ δ
=
= =
12
-Lực tác dụng lên trục:
1
0
0

3. .
2
173 9
3. . 2910( )
2
R S Sin
R S Sin N
α
=
′
= =
o
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
A.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH
(BÁNH RĂNG NGHIÊNG)
1. Chọn vật liệu bánh răng
-Bánh răng nhỏ: thép 45, thường hóa:
600 /
300 /
200
bk
ch
N mm
N mm
HB
σ
σ
=
=
=

-Bánh răng lớn: thép 35, thường hóa:
500 /
260 /
170
bk
ck
N mm
N mm
HB
σ
σ
=
=
=
2. Định ứng suất cho phép
13
Số chu kì làm việc tương đương của bánh răng lớn:
6
2 0
60. . 60.15000.248 232.10
h
N l n N= = = >
Với :
7
0
10N =
Là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc.
Số chu kì làm việc tương đương của bánh răng nhỏ:
6 6
1 2 0

5,87.232.10 137.10N N N= = = >
Vì
1
N
và
2
N
đều lớn hơn số chu kì cơ sơ của đường cong mỏi (
0
N
) nên hệ số chu
kì ứng suất
k N
′
của cả hai bánh răng đều bằng 1.
Theo bảng 3-9:
[ ]
[ ] [ ]
0
0
2,6.
.
tx
tx
N
tx N
HB
k N
σ
σ σ

=
′
=
[ ]
[ ]
2
1
2
2
2,6.200.1 520( / )
2,6.170.1 442( / )
tx
tx
N mm
N mm
σ
σ
⇒ = =
⇒ = =
3. Ứng suất uốn cho phép
Để xác định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n=1,5 và hệ số tập trung ứng
suất ở chân răng
1,8k
σ
=
(vì thép thường hóa), giới hạn mỏi của thép 45 là:
2
1
0,43. 0,43.600 258( / )
k

N mm
σ σ
−
= = =
Và của thép 35 là:
14
2
1
0,43. 0,43.500 215( / )
k
N mm
σ σ
−
= = =
Vì bánh quay 1 chiều nên:
Đối với bánh răng nhỏ:
[ ]
2
1
1,5.258.1
143,3( / )
1,5.1,8
u
N mm
σ
= =
Đối với bánh răng lớn:
[ ]
2
2

1,5.215.1
119,4( / )
1,5.1,8
u
N mm
σ
= =
4. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k
Do ổ bố trí đối xứng. Ta chọn sơ bộ k=1,5
5. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
Chọn
0,3
A
b
A
ψ
= =
6. Xác định khoảng cách trục
[ ]
2
6
3
3
1
2
1,05.10 .
( 1) . .
. . .
A
tx

k N
A i
i n
σ ψ θ
 
≥ +
 ÷
 ÷
′
 
Trong đó:
θ
′
_hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của
bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. Ta chọn
θ
′
=1,2
k_hệ số tải trọng.

2
248( òng/phút)n v
=
15

2
2
442( / )
tx
N mm

σ
=
6
3
1
1,05.10 1,5.8,736
(5,87 1). . 198,27( )
442.5,87 0,3.1,2.248
A mm
 
= + =
 ÷
 
Chọn
200( )A mm
=
.
7. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng
1
2 . . 2 .200.1460
4,45( / )
60.1000( 1) 60.1000(5,87 1)
A n
v m s
i
π π
= = =
+ +
Với vận tốc này theo bảng 3-11, ta chọn cấp chính xác bằng 9.

8. Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A
Hệ số tải trọng k được tính theo công thức:
.
tt d
k k k=
Trong đó:
tt
k
_hệ số tập trung tải trọng
d
k
_hệ số tải trọng động
Chiều rộng bánh răng:
. 0,3.200 60( )
A
b A mm
ψ
= = =
.
Đường kính vòng bánh răng nhỏ:
1
2. 2.200
58( )
1 5,87 1
A
d mm
i
= = =
+ +
16

Do đó:
1
60
1,1
58
d
b
d
ψ
= = =

Tra bảng 3-12 ta tìm được: =1,1
Hệ số tập trung tải trọng thực tế:==1,05
Giả sử
2,5.
sin
n
m
b
β
>
theo bảng 3-14, ta tìm được
⇒
Vì trị số k không chênh lệch nhiều so với dự đoán nên không tính lại khoảng cách
trục A và có thể lấy A=200mm.
9. Xác định môđun, số răng và góc nghiêng của răng
Môđun pháp:
(0,01 0,02). (2 4)
n
m A mm

= ÷ = ÷
Theo bảng 3-1 chọn:
2( )
n
m mm
=
Sơ bộ chọn góc nghiêng:
10
β
=
o
Số bánh răng nhỏ:
1
2. . os 2.200. os10
28
( 1) 2(5,87 1)
n
A c c
z
m i
β
°
= = =
+ +
Số răng bánh lớn:
17
2 1
. 28.5,87 164z z i
= = =
Tính chính xác góc nghiêng:

1 2
( ).
192.2
os 0,96
2. 2.200
n
z z m
c
A
β
+
= = =
Vậy
16 3
β
′
=
o
Kiểm tra lại chiều rộng b=90mm có thỏa mãn điều kiện
2,5.
2,5.2
18,08
sin sin16 3
n
m
b
β
> = =
′
o

(thỏa mãn)
10. Kiểm nghiệm sức bền uốn răng
Tính số răng tương đương:
Bánh nhỏ: =31
Bánh lớn: =185
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:
1
2
0,451
0,517
y
y
=
=
Lấy
1,5
θ
′′
=
_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của răng
nghiêng so với răng thẳng.
Đối với bánh răng nhỏ:
18
6
1
2
1 1 1
6
2
1

2
19,1.10 . .
. . . . .
19,1.10 .1,5.8,736
38,89( / )
0,451.2 .28.1460.60.1,5
u
n
u
k N
y m z n b
N mm
σ
θ
σ
=
′′
= =
Vậy
[ ]
2
1
1
143,3( / )
u
u
N mm
σ σ
< =
Đối với bánh răng lớn:

2
1 1
2
2
.
38,89.0,451
33,92( / )
0,517
u
u
y
N mm
y
σ
σ
= = =
Vậy
[ ]
2
2
2
119,4( / )
u
u
N mm
σ σ
< =
11. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
Ta cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi tải theo công thức:
[ ]

txqt
txqt
σ σ
≤
-Tính ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ ] [ ]
0
2,5.
tx
txqt N
σ σ
=
Bánh răng nhỏ:
[ ]
2
1
2,5.520 1300( / )
txqt
N mm
σ
= =
Bánh răng lớn:

[ ]
2
2
2,5.442 1105( / )
txqt
N mm
σ

= =
-Tính ứng suất cho phép khi quá tải:
[ ]
0,8.
ch
uqt
σ σ
=
19
Bánh răng nhỏ:
[ ]
2
1
0,8.300 240( / )
uqt
N mm
σ
= =
Bánh răng lớn:
[ ]
2
2
0,8.260 208( / )
uqt
N mm
σ
= =
-Kiểm tra sức bền tiếp xúc:
36
1

1
( 1) .1,05.10
.
. . .
txqt qt
i k N
k
Ai b n
σ
θ
+
=
′
Với:
ax
1
1 1
1,65
1,65
m
qt
T T
k
T T
= = =
6 3
2
1
6 3
2

2
1,05.10 6,87 .1,5.8,736
. 1,65 230( / )
200.5,87 1,2.60.1460
1,05.10 6,87 .1,5.8,519
. 1,65 553( / )
200.5,87 1,2.60.248
txqt
txqt
N mm
N mm
σ
σ
⇒ = =
⇒ = =
Vậy
[ ]
[ ]
2
1
1
2
2
2
230 1300( / )
553 1105( / )
txqt
txqt
txqt
txqt

N mm
N mm
σ σ
σ σ
= < =
= < =
Ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải
uqt
σ
được kiểm nghiệm theo công thức:
[ ]
uqt
uqt
σ σ
≤
Kiểm tra sức bền uốn:
.
uqt qt u
k
σ σ
=
20
Bánh răng lớn:
2
1
2
2
38,89.1,65 64,16( / )
33,92.1,65 55,96( / )
uqt

uqt
N mm
N mm
σ
σ
= =
= =
Vậy
[ ]
[ ]
1
1
2
2
uqt
uqt
uqt
uqt
σ σ
σ σ
<
<
12. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Mô đun pháp:
2
n
m mm
=
Số răng:
1 2

28; 164z z
= =
Khoảng cách trục: A=200mm
Bề rộng bánh răng:
1 2
600 ; 56b mm b mm
= =
Góc ăn khớp:
20
α
=
o
Góc nghiêng:
16 3
β
′
=
o
Chiều cao răng:
2,25. 2,25.2 4,5
n
h m mm
= = =
Chiều cao đầu răng:
2
d n
h m mm
= =
Độ hở hướng tâm:
1

0,25. 0,25.2 0,5
n
c m mm
= = =
21
Khoảng cách trục: A=200mm
Bề rộng bánh răng: b=60mm
Đường kính vòng chia:
.
os
c n
z
d m
c
β
=
1
2
28
2 88
os16 3
164
2 316
os16 3
c
c
d mm
c
d mm
c

⇒ = =
′
⇒ = =
′
o
o
Đường kính vòng đỉnh:
2
e c n
d d m
= +
1
2
88 2.2 92
316 2.2 320
e
e
d mm
d mm
⇒ = + =
⇒ = + =
Đường kính vòng chân:
2 2
i c n
d d m c
= − −
1
2
88 2.2 2.0,5 93
316 2.2 2.0,5 311

i
i
d mm
d mm
⇒ = − − =
⇒ = − − =
13. Tính lực tác dụng lên trục
Lực vòng:
6
6
2
2.9,55.10 .
.
2.9,55.10 .8,736
1970,4( )
1460.58
x
M
N
P
d n d
P N
= =
= =
Lực hướng tâm:
22
.tan
1970,4.tan 20
746,2( )
os os16 3

n
r
P
P N
c c
α
β
= = =
′
o
o
Lực dọc trục:
.tan 1970,4.tan16 3 566,8( )
a
P P N
β
′
= = =
o
B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
(BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG)
1. Chọn vật liệu
Bánh răng nhỏ: thép 45, thường hóa có:
0
2 2
2
3
600 / ; 300 /
170 ; 520 /
bk ch

N tx
N mm N mm
HB N mm
σ σ
σ
= =
= =
Bánh răng lớn: thép 35, thường hóa có:

0
2 2
2
4
500 / ; 260 /
170 ; 442 /
bk ch
N tx
N mm N mm
HB N mm
σ σ
σ
= =
= =
2.Ứng suất tiếp xúc cho phép
6 7
3 0
6
6 7
3
4 0

60. . 60.15000.55 49.10 10
49.10
11.10 10
4,52
td n
td
td
c
N l n N
N
N N
i
= = = > =
= = = > =
Nên chọn
1
N
k
′
=
cho cả hai bánh răng
23
[ ] [ ]
. 2,6.
N
tx Notx
k HB
σ σ
′
⇒ = =

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn:
[ ]
2
4
442 /
tx
N mm
σ
=
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ:
[ ]
2
3
520 /
tx
N mm
σ
=
3. Ứng suất uốn cho phép
Lấy hệ số an toàn n = 1,5 ;
1,8k
σ
=
, giới hạn mỏi của:
Thép 45 là:
2
1
0,43.600 258 /N mm
σ
−

= =
Thép 35 là:
2
1
0,43.500 215 /N mm
σ
−
= =
Ứng suất uốn cho phép:
Bánh nhỏ:
[ ]
2
1
1,5.258
143,3 /
1,5.1,8
u
N mm
σ
= =
Bánh lớn:
[ ]
2
2
1,5.215
119,4 /
1,5.1,8
u
N mm
σ

= =
4. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k
Chọn k = 1,3
5. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
Chọn
0,4
A
b
A
ψ
= =
24
6. Xác định khoảng cách trục
( )
[ ]
( )
2
6
3
4
4
2
6
3
1,05.10 .
1 . .
. .
1,05.10 1,3.8,519
4,52 1 . .
442.4,52 0,4.248

181,5
c
c A
tx
k N
A i
i n
A
A mm
σ ψ
 
≥ +
 ÷
 ÷
 
 
≥ +
 ÷
 
≥
Lấy A=247 mm
Chiều rộng bánh răng:
3
. 0,4.247 98,8
A
b A mm
ψ
= = =
Lấy
3

100b
=
mm;
4
b
=94 mm
7. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng.
( ) ( )
2
2. . .
2. .247.248
0,85 /
60.1000. 1 60.1000. 4,52 1
c
A n
v m s
i
π
π
= = =
+ +
Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác chế tạo bằng 9.
8. Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A.
Đường kính vòng bánh răng nhỏ:
3
3
2. 2.247
89
1 4,52 1

100
1,1
89
c
d
A
d mm
i
b
d
ψ
= = =
+ +
⇒ = = =
Tra bảng 3-12 ta tìm được
25