thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 1 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
Lớp :CTM3_K11
Môn Học: Đồ án Chi Tiết Máy
Đề tài : Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng
Chương 1: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và mômen xoắn trên các trục động cơ
1.1, Chọn động cơ
1.1.1, Xác định công xuất động cơ
η
Pt
Pct =
Trong đó:
-
P
ct
là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)
-
P
t:
công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)
3
10
−
= vFPt
Với :Lực kéo băng tải F=14000 N
Vận tốc băng tải V=0,34 m/s
− P
t
= 14000.0,34.
3
10
−

= 4,76 kw
Hiệu suất truyền động:
-
η

=η
đ
η
br.
2
ol
η
.
η
k
.η
ot
-
Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có:
Hiệu suất bộ truyền đai η
đ =

0,96
Hiệu suất 1 cặp bánh răng η
br =
0,97
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn η
ol =
0,99
Hiệu suất khớp nối η

k =
0,99
Hiệu suất 1 cặp ổ trượt η
ot =
0,995
− η
=
0,96.0,97.0,99
2
.0,99.0,995

= 0,9
−
9,0
76,4
=Pct
= 5,289 kw
1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ
-
Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động
U
t
= U
h
.U
n
Trong đó:
-
U
h

: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc
-
Un: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài
Theo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ:
U
h
= U
br
= 4
Un= U
đ
=5
 U
t
= 4.5 = 20
-
Số vòng quay trục máy công tác:
n
lv =
D
v
.
.60000
π
SV:Phạm Thanh Tùng - 1 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 2 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
Với vận tốc băng tải v =0.34 m/s
Đường kính tang D= 200mm
 n
lv

=
200.14,3
34,0.60000
=
32,48 (vg/ph)
-
Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
.
n
sb=
n
lv.
u
t =
32.20
=
640 (vg/ph)
1.1.3 Chọn động cơ
-
Momen mở máy của động cơ
65,1
4,1
.4,1
21
1
=
+
=
TT
T

T
Tmm
= 0,85
-
Theo kết quả tính toán ở trên :
• Công suất cần thiết P
ct
= 5.289 kw
• Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ:n
sb
= 750 (vg/ph)
• Tải trọng phải thỏa mãn:
dn
mm
T
T
T
T
max
<
Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ:
Tên động cơ Công suất động cơ
(kw)
n
đb
(vg/ph)
Hệ số cosϕ
dn
T
T

max
4A132S8Y3 5,5 716 0,74 1.8
1.2.Phân phối tỷ số truyền
-
Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động :
U
t
= U
h.
U
đ
=
lv
đb
n
n
=
48,32
716
= 22,04
-
Phân phối tỷ số truyền:
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc U
h
= U
br
= 4
 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài U
n
= U

đ
= 5,51
1.3.Xác định công suất,số vọng quay và mômen xoắn trên các trục của hệ thống dẫn động:
Gồm các trục:
− Trục động cơ
− Trục bánh răng nhỏ: trục 1
− Trục bánh răng lớn : trục 2
1.3.1,Trục bánh răng lớn:
Theo sơ đồ hệ thống dẫn đông của đề 76 ta có:
lkot
t
lkot
lv
PP
P
0.0.
2

ηηηηηη
==

Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:
− η
ot
= 0,995
− η
k
= 0,99
SV:Phạm Thanh Tùng - 2 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 3 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

− η
o l
= 0,99
 P
2
=
88,4
99,0.99,0.995,0
76,4
=
kw
n
2
= n
lv
= 32,48 (vg/ph)
T
2
= 9,55.10
6
.
2
2
n
P
= 9,55.10
6
48.32
88,4
= 1434852,22 N.mm

1.3.2,Trục bánh răng nhỏ:
Theo sơ đồ hệ thống dẫn động đề 76 ta có:
brol
P
P
ηη
.
2
1
=
Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:
− n
lt
= 0,99
− n
br
= 0,97
 P
1
=
08,5
97,0.99,0
88,4
=
kw
n
1
=
đ
đc

U
n
=
51,5
716
= 130(vg/ph)
T
1
= 9,55.10
6
.
1
1
n
P
= 9,55.10
6
130
08,5
= 373184,62 N.mm
1.3.3,Trục động cơ:
Theo sơ đồ hệ thống dẫn động đề 76 ta có:
đbr
đc
P
P
ηη
.
1
=

Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:
− n
br
= 0,97
− n
đ
= 0,96
 P
đc
=
45,5
96,0.97,0
08.5
=
kw
n
đc
= 716(vg/ph)
T
đc
= 9,55.10
6
.
đc
đc
n
P
= 9,55.10
6
716

45,5
= 72692,04 N.mm
Bảng tổng kết số liệu:
Thông số trục Động cơ 1 2
Công suất P(kw) 5,4 5,03 4,83
Tỷ số truyền U 5,51 4
Số vòng quay n (vg/ph) 716 130 32,48
Mômen xoắn T (N.mm) 72692,04 373184,62 1434852,22
SV:Phạm Thanh Tùng - 3 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 4 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
Chương 2.Thiết kế bộ truyền ngoài_Bộ truyền đai dẹt
2.1,Chọn loại đai
Căn cứ công suất động cơ P = 5,5kw, tỷ số truyền U
đ
= 5,1 và điều kiện làm việc va đập nhẹ ta chọn
Loại đai là đại vải cao su
2.2,Xác định các thông số bộ truyền
2.2.1,Đường kính bánh đai nhỏ
Theo công thức thực nghiệm ta có : d
1
= (5.2 6.4)
3
đc
T
trong đó : mômen xoắn trên trục động cơ T
1
= 72692,04N.mm
đường kính bánh đai nhỏ d
1
 d

1
= (5.2 6.4)
3
72692,04
=217,02 267,1 mm
Theo tiêu chuẩn bảng 15_tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d
1
= 225 mm
2.2.2,Đường kính bánh đai lớn
d
2
=
ξ
−1
.
1 d
Ud
=
01,01
51.5.225
−
= 1252,27 mm
Theo tiêu chuẩn bảng 15_ tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d
2
= 1250 mm
Tỷ số truyền thực tế :
U
tt
=
)01.01.(225

1250
)1(
.1
2
−
=
−
ξ
d
d
= 5.61
 Sai lệch tỷ số truyền :
8.1100.
51,5
61,551,5
100. −=
−
=
−
=∆
đ
ttđ
U
UU
U
% < 5%
⇒
đảo bảo
2.2.3,Khoảng cách trục và chiều dài đai
• khoảng cách trục :

a
))(2 5,1(
21
dd +≥
=1,5.(225 + 1250) = 2212,5 mm
• chiều dài đai :
L
5,2212.4
)2251250(
2
)2251250.(14,3
5,2212.2
4
)(
)(
2
2
2
2
12
21
−
+
+
+=
−
+++=
a
dd
dda

π
= 6860,64 mm
• tăng dây đai lên một lượng l = 139,36 mm để dễ nối đai.Vậy chiều dài của đai là L = 7m
• Nghiệm đai về tuổi thọ :
L
v
i =

Với chiều dài của đai L = 7m
vận tốc đai v =
sm
nd
đc
/435,8
10.60
716.225.14,3
10.60

33
1
==
π

⇒<== 5205,1
7
435,8
i
đảm bảo độ bền của đai
• Nghiệm góc ôm α
1

:
°=
−
−°=
−
−°= 6,153
5,2212
2251250
.57180.57180
12
1
a
dd
α
>
[ ]
°=150
1
α
.Thỏa mãn điều kiện góc ôm
SV:Phạm Thanh Tùng - 4 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 5 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
2.3,Xác định tiết diện đai
• Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai :
[ ]
F
đt
kF
bA
δ

δ
.
. ==

[ ]
δδ
.
.
F
đt
kF
b =⇒
Trong đó :
δ
là chiều dày của đai.Với đai vải cao su
mmd
d
625,5
40
225
40
1
40
1
1
1
==≤⇒≤
δ
δ
Theo bảng tra 4.1_TTTKHTDĐCK ta chọn

δ
= 6
4
=⇒
z
Lưc vòng F
t
=
V
P
ct
.1000
Với vận tốc đai V =
sm
nd
đc
/435,8
10.60
716.225.14,3
10.60

33
1
==
π
 F
t
=
N
V

P
đc
652
435,8
5,5.1000
.1000
==
• Theo bảng 4.7_TTTKHTDĐCK ta có :Hệ số tải trọng động k
đ
= 1,1
• Ứng suất có ích cho phép
[ ]
F
δ
xác định theo công thức:
[ ] [ ]
0
0
CCC
vFF
α
δδ
=

Trong đó:
 Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm
[ ]
1
.2
1

0
d
k
k
F
δ
δ
−=
 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là
⇒°55
Ứng suất căng ban đầu
MPa8.1
0
=
σ
Theo bảng 4.9_TTTKHTDĐCK ta chọn : k
1
= 2,5; k
2
= 10
=>
[ ]
256,2
225
5,510
5,2
.
0
=−=
F

δ
(MPa)
Theo bảng 4.10_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có:
− Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm :
9208,0
=
α
C
Theo bảng 4.11_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có:
− Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc góc :
0094,1=Cv
Theo bảng 4.12_TTTKHTDĐCK với Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là
°55
− Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền
1
0
=
C
⇒
[ ]
09,21.0094,1.9208,0.256,2 ==
F
δ
(MPa)
Hệ số tải trọng động k
đ
= 1,35
=>
[ ]
mm

kF
b
F
đt
19,70
09,2.6
35,1.652
.
.
===
δδ

Theo tiêu chuẩn bảng 21_tập bảng tra chi tiết máy : b = 75 (mm)
( )
mmB 85=⇒
2.4,Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
− Lực căng ban đầu :
.8,1
00
==
δσ
bF
75.6=810 (N)
− Lực tác dụng lên trục:







=






=
2
6,153
sin.810.2
2
sin 2
1
0
α
FF
r
= 1577,19 (N)
SV:Phạm Thanh Tùng - 5 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 6 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
Chương 3 .Thiết kế bánh răng
3.1,Chọn vật liệu
Chọn vật liệu 1 cấp bánh răng với:
− Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 192…240
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền
750
1

=
b
σ
(MPa)
Giới hạn chảy
450
1
=
ch
σ
(MPa)
− Bánh răng lớn:
Thép 45 thường hóa có độ rắn HB 170…217
Chọn độ cứng HB = 180
Giới hạn bền
600
2
=
b
σ
(MPa)
Giới hạn chảy
340
2
=
ch
σ
(MPa)
3.2,Định ứng suất cho phép
− Ứng suất tiếp xúc cho phép :

[ ]
H
HL
H
S
K
H
.
0
lim
σσ
=
+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở :
70.2
0
lim
+= HB
H
σ
Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:S
H
=1,1

⇒

53070230.2
0
1lim
=+=
H

σ
(MPa)
⇒

43070180.2
0
2lim
=+=
H
σ
(MPa)
+ Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
.Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúc
H
m
= 6
o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
4,2
.30 HBN
HO
=

⇒

74,2
1
10.39,1230.30 ==
HO
N
⇒

64,2
2
10.76,7180.30 ==
HO
N
o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
ii
i
HE
tn
T
T
cN 60
3
max
∑









=
Với
iii
tTnc ,,,
lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ
làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
∑
∑∑








=
i
ii
iHE
t
t
T
T
t
u
n

cN 60
3
max1
1
2
⇒
633
2
10.9,810000.
8
25.4
.65,0
8
5,2
.1.
4
130
.1.60 =






+=
HE
N
Vì
⇒>
22 HOHE

NN
22 HOHE
NN =
.Tương tự thì do đó
⇒>
11 HOHE
NN
11 HOHE
NN =
Nên suy ra K
HL
= 1
SV:Phạm Thanh Tùng - 6 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 7 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
Như vậy sơ bộ xác định được :
[ ]
MPa
H
82,481
1,1
1
.530
1
==
σ
[ ]
MPa
H
91,390
1,1

1
.430
2
==
σ
[ ]
[ ] [ ]
[ ]
⇒<=
+
=
+
=
min
21
25,1365,436
2
91,39082,481
2
H
HH
H
MPa
σ
σσ
σ
thỏa mãn
− Ứng suất uốn cho phép:
[ ]
F

FLFC
F
S
KK
F
.
.
0
lim
σσ
=
Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:
;
S
F
= 1,75
+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở :
HB
F
.8,1
0
lim
=
σ
[ ]
MPa414230.8,1
1
0
Flim
==⇒

σ
[ ]
MPa324180.8,1
2
0
Flim
==⇒
σ
+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải:K
FC
= 1(vì tải đặt một phía)
+ Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:
K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N
.Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn
F
m
= 6
o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
6
10.4=
FO
N

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:
ii
m
i
FE
tn
T
T
cN
F
60
max
∑








=
Với
iii
tTnc ,,,
lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ
làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
766
6
max1

1
2
10.4,810000.
8
25.4
.65,0
8
5,2
.1
4
130
.1.60 60 =






+=








=⇒
∑
i

i
FE
t
T
T
u
n
cN
Vì
6
2
7
2
10.410.4,8 =>=
FOFE
NN
do đó K
FL2
= 1.Tương tự thì K
FL1
= 1
Như vậy sơ bộ xác định được :
[ ]
MPa
F
57,236
75,1
1.1
.414
1

==
σ
[ ]
MPa
F
14,185
75,1
1.1
.324
2
==
σ
− Ứng suất quá tải chọ phép:
[ ]
[ ]
[ ]
MPa
MPa
MPa
chF
chF
chH
272340.8,08,0max
360450.8,08,0max
952340.8,28,2max
22
11
2
===
===

===
σσ
σσ
σσ
3.3, Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
3.3.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
SV:Phạm Thanh Tùng - 7 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 8 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
[ ]
3
2
1

.
).1.(
bdH
H
aw
u
KT
uKa
ψσ
β
±=
Trong đó :

Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng:
Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK:
3/1
49,5MPa=

a
K


Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T
1
= 373184,62 N.mm

Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ ]
MPa
H
365,436=
σ

Hệ số xác định theo công thức :
)1(.53,0 ±= u
babd
ψψ
Theo bảng 6.6_ TTTKHTDĐCK: chọn
795,0)14(3,0.53,03,0 =+=⇒=
bdba
ψψ

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:K
Hβ
Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy : K
Hβ
= 1,02975


mma
w
70,212
795,0.4.365,436
02975,1.62,373184
).14.(5,49
3
2
=+=
3.3.2 Xác định thông số ăn khướp:
1,Xác định môđun:
mmam
w
2540,41270,270,212)02,001,0()02,001,0( ÷=÷=÷=
Theo tiêu chuẩn trị số môđun bảng 6.8 _TTTKHTDĐCK ta chọn: m = 4mm
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có β = 0
+ Xác định số bánh răng nhỏ:
[ ] [ ]
27,21
)14.(4
70,212.2
)1.(
.2
1
=
+
=
+
=
um

a
z
w
.Lấy z
1
= 21
+ Xác định số răng bánh lớn: z
2
= u.z
1
= 4.21 = 84
+ Tổng số răng
1058421
21
=+==
+
zzz
t

+ Tính lại khoảng cách trục
mm
mz
a
t
w
210
2
105.4
2
===

Do đó tỷ số truyền thực tế U
tt
= U
h
= 4
2, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
+ Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
2
1
1

)1.( 2

ww
H
HMH
dub
uKT
zzz
+
=
ε
σ
.Trong đó:
 Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:
Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK ,Z
M
= 274
3/1
MPa

 Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
wt
b
H
a
z
2sin
cos2
β
=
.Với
Góc nghiêng của rang trên hình trụ cơ sở β
b
:
.00.20cos.cos === tgtgtg
tb
βαβ
Với
20)0cos/20()cos/( ==== tgarctgtgarctg
twt
βααα
SV:Phạm Thanh Tùng - 8 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 9 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
Trong đó: góc prôfin gốc
α
= 20; góc prôfin răng
t
α
; góc ăn khớp
tw

α
⇒
764,1
20.2sin
0cos2
==
H
z
 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
ε
z
+ Hệ số kể đến sự trùng khớp dọc của răng :
0
14,3.4
0sin.63
.
sin.
===
π
β
ε
β
m
b
w
.Với chiều rộng vành răng
mmab
wbaw
63210.3,0. ===
ψ

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng:
69,10cos)
84
1
21
1
(2,388,1cos.)
11
(2,388,1
21
=






+−=






+−=
βε
α
zz

⇒

77,0
3
69,14
3
4
=
−
=
−
=
α
ε
ε
z
 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
mm
u
a
d
h
w
w
168
)14(
210.2
)1(
2
1
=

+
=
+
=
.
Vận tốc vòng
⇒=== sm
nd
v
w
/14.1
60000
130.168.14,3
60000

11
π
Theo bảng 6.13_ TTTKHTDĐCK
dùng cấp chính xác 9.
 Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc:
HvHHH
KKKK
αβ
=
.Với
•
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp
xúc:K
Hβ
Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do

795,0=
ba
ψ
,bằng phương pháp nội suy:K
Hβ
=

1,02975
•
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính
về tiếp xúc:
theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và
13,15,2 =⇒<
α
H
Kv
•
Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc:
αβ
H
wwH
Hv
KT
dbv
K
K.2

1
H1
1

+=
o Với
64,40
4
210
.14.1.82.06,0
0
===
u
a
vgv
w
HH
δ
o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp
H
δ
theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK
Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2
0
g
theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK
⇒
495,1
13,1.,029751.62,373184.2
168.63.64,40
1 =+=
Hv
K
→

74,1495,1.13,1.02975,1 ==
H
K
Vậy
MPa
dub
uKT
zzz
ww
H
HMH
6,355
168.4.63
)14.(74,1.62,373184.2
.77,0.764,1.274

)1.( 2

22
1
1
=
+
=
+
=
ε
σ
+ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ] [ ]
xHRVHH
KZZ
σσ
=
SV:Phạm Thanh Tùng - 9 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 10 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
 với v = 1,14s<5 m/s, suy ra hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng
86,014,1.85,0.85,0
1.01.0
=== vZ
V
 Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc
R
Z
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 nhắm
95,040 10 =⇒=
Rz
ZmR
µ
 Với
1700 =⇒<
xHa
Kmmd

[ ]
MPa
H
51,3561.95,0.86,0.365,436 ==

σ
Do
[ ]
51,3566,355 =<=
HH
σσ
nên giữ nguyên kết quả tính toán .Như vây. Bánh răng thỏa mãn điều
kiện tiếp xúc
 Tính lại chiều rộng vành răng :
[ ]
mmab
H
H
wbaw
11,66
51,356
41,374
.210.3,0.
2
2
=






=









=
σ
σ
ψ
3, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ăn khớp
[ ]
[ ]
2
1
21
2
1
1
11
1
.
.
2
F
F
FF
F
F

ww
FF
F
Y
Y
mdb
YYYKT
σ
σ
σ
σσ
βε
≤=
≤=
.Trong đó:
 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T
1
= 373184,62 N.mm
 Môđun pháp : m = 4mm
 Chiều rộng vành răng :
mmb
w
11,66=
 Đường kính vòng lăn bánh chủ động:
mmd
w
168
1
=
 Hệ số tải trọng kinh tính về uốn:

FvFFF
KKKK
αβ
=
.Với
•
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn:K
Fβ
Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do
795,0=
ba
ψ
bằng phương pháp nội suy:K
Fβ
= 1,0695
•
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính
về uốn:
theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và
37,15,2 =⇒<
α
F
Kv
•
Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng :
59,0
69,1
11
===
a

Y
ε
ε
Trong đó hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của bánh răng
69,1=
a
ε
•
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng β = 0
⇒
Y
β
= 1
•
Hệ số trùng khớp của dạng bánh răng 1 và 2:
2,1 FF
YY
o theo bảng 6.9_TTTKHTDĐCK Với
⇒= 21
1
Z

hệ số dịch chỉnh
0
21
== xx
o số răng tương đương :
84
1
84

cos
21
1
21
cos
3
2
2
3
1
1
===
===
β
β
Z
Z
Z
Z
V
V
Theo bảng 6.18_TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy ta có:
608,3;04,4
21
==
FF
YY

SV:Phạm Thanh Tùng - 10 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 11 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

•
Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:
αβ
F
wwF
Fv
KT
dbv
K
K.2

1
F1
1
+=
o Với
84,10
4
210
.14,1.82.016,0
0
===
u
a
vgv
w
FF
δ
o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp
F

δ
theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK
Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2
0
g
theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK
⇒
11,1
37,1.,06951.62,373184.2
168.11,66.84,10
1 =+=
Fv
K
→

63,111,1.37,1.0695,1 ==
F
K
Vậy
[ ]
[ ]
MPaMPa
Y
Y
MPaMPa
mdb
YYYKT
F
F
FF

F
F
ww
FF
F
14,18529,58
04,4
608,3.27,65
.
57,23627,65
4.168.11,66
04,4.1.59,0.63,1.62,373184.2
.
2
2
1
21
2
1
1
11
1
=<===
=<===
σ
σ
σ
σσ
βε

+ Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
[ ] [ ]
xFSRFF
KYY
σσ
=
 Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:
Với môđun
( ) ( )
98,04ln0695,008,1ln0695,008,14 =−=−=⇒= mYmmm
S

 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhắm :
1=
R
Y
(bánh răng phay)
 Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn: :
1=
xF
K
(d
a
<400)

[ ]
[ ]
MPa
MPa
F

F
44,1811.1.98,0.14,185
84,2311.1.98,0.57,236
1
1
==⇒
==⇒
σ
σ
Vậy
[ ]
[ ]
MPaMPa
MPaMPa
FF
FF
44,18129,58
84,23127,65
22
11
=<=
=<=
σσ
σσ
4, Kiểm nghiệm răng về quá tải:
+ Đồng thời ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại phải không vượt quá 1 giá trị cho phép:
[ ]
[ ]
max
max

max
max
.
.
FqtFF
HqtHH
K
K
σσσ
σσσ
≤=
≤=
Trong đó:
 Ứng suất tiếp xúc cực đại :
maxH
σ
 Ứng suất tiếp uốn cực đại :
maxF
σ
 Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép :
[ ]
MPa
H
952
max
=
σ
 Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phep :
[ ]
max

F
σ
 Hệ số quá tải
8,1
max
==
T
T
K
qt
SV:Phạm Thanh Tùng - 11 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 12 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

[ ]
[ ]
[ ]
MPaMPa
MPaMPa
MPaMPa
FF
FF
HH
2722,788,1.29,58
36057,878,1.27,65
95209,4778,1.6,355
max
2max2
max
1max1
max

max1
=≤==
=≤==
=≤==
σσ
σσ
σσ
5, Các thông số hình học cơ bản cho bộ truyền:
+ Đường kính vòng chia :
mm
Zm
d
mm
Zm
d
336
1
84.4
cos
.
84
1
21.4
cos
.
2
2
1
1
===

===
β
β
+ Đường kính đỉnh răng :
( )
( )
yxdd
yxdd
a
a
∆+++=
∆+++=
222
111
1.2
1.2
 Hệ số dịch chỉnh tâm :
( ) ( )
⇒=+−=+−= 08421.5,0
4
210
.5,0
21
zz
m
a
y
w
 Hệ số :
000

1000
=∆⇒=⇒== yk
z
y
k
x
t
y
⇒
( )
( )
mmd
mmd
a
a
338001.2336
86001.284
2
1
=+++=
=+++=
+ Đường kính đáy răng :
( ) ( )
( ) ( )
mmmxdd
mmmxdd
f
f
32640.25,2336.25,2
7440.25,284.25,2

222
111
=−−=−−=
=−−=−−=
+ Đường kính lăn :
( ) ( )
mmudd
mm
u
a
d
ww
w
w
3364.84.
84
14
210.2
1
.2
12
1
===
=
+
=
+
=
Bảng tổng kết các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng:
Thông số Giá trị

Khoảng cách trục
mma
w
210=
Mônđun pháp m = 4mm
Chiều rộng vành răng
mmb
w
11,66=
Tỷ số truyền U
h
= U
br
= 4
Góc nghiêng của răng
°= 0
β
Số bánh răng
84 Z; 21 Z
21
==
Hệ số dịch chỉnh
0
21
== xx
Đường kính vòng chia
mmdmmd 336;84
21
==
Đường kính đỉnh răng

mmdmmd
aa
338;86
21
==
Đường kính đáy răng
mmdmmd
ff
326;74
21
==
Đường kính lăn
mmdmmd
ww
336;84
21
==
SV:Phạm Thanh Tùng - 12 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 13 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

Chương 4.Thiết kế trục
4.1.Chọn vật liệu chế tạo trục:
Chọn vật liệu chế tạo trục lag thép 45 thường hóa có:
− Độ cứng :
200
=
HB
− Giới hạn bền :
MPa
b

850=
σ
− Giới hạn chảy:
MPa
ch
340=
σ
− Ứng suất xoắn cho phép:
[ ]
MPa3015 ÷=
τ
.Chọn
[ ]
MPa20=
τ
4.2.Tính toán thiết kế trục:
4.2.1.Xác định tải trọng tác dụng lên trục
1.Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng:
− Từ bộ truyền bánh răng trụ:

212
2
1
1
2
1
1
1
cos
2

ata
r
twt
r
t
w
t
FtgFF
F
tgF
F
F
d
T
F
==
==
==
β
β
α

− Trong đó:
−
βα
,,,
11 tww
dT
lần lượt là mômen xoắn trên trục 1 (Nmm),
đường kính vòng lăn bánh 1 (mm),góc ăn khớp ,góc nghiêng của răng

−
21
,
tt
FF
:Lực vòng tác dụng lên bánh răng nhỏ, lớn
( )
Nmm
−
21
,
rr
FF
:Lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng nhỏ, lớn
( )
Nmm
−
21
,
aa
FF
:Lực dọc trục tác dụng lên bánh răng nhỏ, lớn
( )
Nmm


⇒
( )
( )
211

2
1
1
2
1
1
1
0
99,3233
0cos
20.34,8885
cos
34,8885
84
62,373184.2
2
ata
r
twt
r
t
w
t
FtgFF
FN
tg
tgF
F
FN
d

T
F
===
====
====
β
β
α
2.Lực tác dụng từ bộ truyền đai và khớp nối:
− Từ bộ truyền đai:






=






=
2
6,153
sin.810.2
2
sin 2
1

0
α
FF
r
= 1577,19 (N)
Vì đường nối tâm tạo với bộ truyền ngoài 1 góc
°= 55
α
nên phân
r
F
thành 2 thành phần:
NFF
NFF
rx
ry
95,129155sin.19,1577sin.
64,90455cos.19,1577cos.
1212
1212
===
===
α
α
− Từ khớp nối:
( )
N
D
T
F

NFF
t
t
tr
28,20887
39,137
1434852,22.2
2
82,52213,02,0
2
===
=÷=
trong đó:
o F
t
: Lực vòng trên khớp nối N
o T
2
: Mômen xoắn trên trục 2 N.mm
o

D
t
: Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt mm
SV:Phạm Thanh Tùng - 13 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 14 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
4.2.2.Tính sơ bộ đường kính trục
− Đường kính trục xác định bằng mômen xoắn ;
[ ]
mm

T
d
i
3
2,0
τ
≥

Trong đó: T
i
là mômen xoắn trên trục thứ i
[ ]
τ
là ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu trục thép 45 Mpa
[ ]
MPa3015 ÷=
τ
− Đường kính trục động cơ :
[ ]
mm
T
d
đc
đc
29,26
20.2,0
04,72692
2,0
33
0

==≥
τ
− Đường kính trục vào của hộp giảm tốc
[ ]
mm
T
d 92,49
15.2,0
62,373184
2,0
33
1
1
==≥
τ
− Đường kính trục ra của hộp giảm tốc
[ ]
mm
T
d 07,62
30.2,0
22,1434852
2,0
3
3
2
2
==≥
τ
− Do đó đường kính sơ bộ các trục là :

mmd
đc
26=
;
mmd 50
1
=
;
mmd 65
2
=
4.2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điêm đặt lực
− Chiều rộng ổ lăn: Theo bảng 10.2_TTTKHTDĐCK ta chọn
;33;27
0201
mmbmmb ==
− Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ bánh răng trụ :
( )
mmdl
m
756050.5,12,1).5,12,1(
11
÷=÷=÷=
Chọn
mmlmml
mm
75;60
1211
==
− Chiều dài may ơ nửa khớp nối :

( )
mmdl
m
5,1572,8863.5,24,1).5,24,1(
22
÷=÷=÷=
Chọn
;155;88
2423
mmlmml
mm
==
( )
131121013131212
2;5,0; llkkbllll
mc
=+++=−=
− Theo bảng 10.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:
Tên gọi Ký hiệu và giá trị
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay
10
1
=k
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp
8
2
=k
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
10

3
=k
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông
18=
n
h
− Khoảng cách giũa các điểm đặt lực:

SV:Phạm Thanh Tùng - 14 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy