Đồ án hộp giảm tốc đồng trục

1
MỤC LỤC
Nội dung
Lời nói đầu
Chương 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG, PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN VÀ MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC
1.1.Chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ
1.1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ
1.2. Phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Xác định tỷ số truyền
1.2.2 Xác định số vòng quay, mômen và số vòng quay trên các
trục.
Chương 2: TÍNH BỘ TRUYỀN NGOÀI – BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1 Chọn loại đai
2.2 Xác định thông số của bộ truyền ngoài
Chương 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1 Bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)
3.1.1 Chọn vật liệu
3.1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
3.1.3 Xác định ứng suất uốn cho phép
3.1.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
3.1.5 Xác định các thông số ăn khớp
3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
3.17 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
3.1.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Trang
2
5
6
6

7
9
9
9
10
10
12
14
15
15
16
18
20
21
22
25
2
3.2 Bộ truyền cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)
3.2.1 Chọn vật liệu
3.2.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
3.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
3.2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Tính chọn khớp nối
4.2 Tính trục
4.2.1 Chọn vật liệu
4.2.2 Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục
4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục
4.2.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
4.3 Tính toán kiểm nghiệm trục

4.3.1 Tính toán kiểm nghiệm trục I
4.3.2 Tính toán kiểm nghiệm trục II
4.3.3 Tính toán kiểm nghiệm trục III
4.4 Tính then
4.4.1 Kiểm nghiệm độ bền then trên trục I
4.4.2 Kiểm nghiệm độ bền then trên trục II
4.4.3 Kiểm nghiệm độ bền then trên trục III
CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC
5.1 Chọn ổ lăn cho các trục
5.1.1 Chọn ổ lăn cho trục I
5.1.2 Chọn ổ lăn cho trục II
5.1.3 Chọn ổ lăn cho trục III
28
29
31
32
30
34
35
35
35
36
36
39
39
45
52
59
59
60

61
63
63
65
68
3
CHƯƠNG 6 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP
6.1 Tính kết cấu vỏ hộp:
6.2 Bôi trơn trong hộp giảm tốc
6.3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc
6.4 Lắp bánh răng lên trục
6.5 Điều chỉnh sự ăn khớp
6.6 Tính kết cấu một số chi tiết
6.7 Chọn kiểu lắp
6.7.1 Mối ghép then
6.7.2 Đường kính gối đỡ để lắp vòng bi
6.7.3 Mối ghép giữa lắp ổ và gối
6.7.4 Các mối ghép của bánh răng, khớp nối với trục:
6.7.5 Mối ghép giữa bạc chặn và trục
TÀI LIỆU THAM KHẢO
70
70
70
70
70
72
74
74
74
74

75
75
76
LỜI NÓI ĐẦU
4
ính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung cốt lõi không thể thiếu trông
chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí. Đồ án chi tiết máy là môn học giúp sinh
viên có thể hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như:T
Chi tiết máy, sức bền vật liệu, dung sai lắp ghép, vẽ kỹ thuật…đồng thời giúp sinh
viên làm quen dần với với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt
hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể, vận dụng khả
năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền
không đổi và được dung để giảm vận tốc góc, tăng mômen xoắn. Với chức năng như
vậy, ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các nghành cơ khí, luyện
kim, sản xuất các loại máy công cụ…Trong giới hạn của môn học em được giao
nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc đồng trục.
Trong quá trình làm đồ án, nhận được sự giúp đỡ tận tình của các thầy trong bộ
môn, đặc là thầy Vũ Hoài Anh, em đã hoàn thành đồ án môn học của mình. Do đây là
lầnđầu, với trình độ và thời gian hạn chế nên ttrong quá trình thiết kế không thể
tránh khỏi những sai xót xảy ra, em mong nhận được những ý kiến đóng góp của các
thầy trong bộ môn. Em xin chân thành cảm ơn !
CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ
MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC
5
Tmm T1
T2
tck
t1 t2
tmm

1.1 Chọn động cơ
1.1 .1 Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết lớn nhất trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:
P
ct
= P
t
/η
( công thức 2.8, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1,PGS.TS Trịnh
Chất – TS. Lê Văn Uyển).
Trong đó: P
ct
– là công suất cần thiết trên trục động cơ, KW
P
t
– là công suất tính toán trên trục máy công tác
η - là hiệu suất truyền động
Công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác:
Pt = P
lv
=
Với:
P
lv
là công suất trên trục tang quay, KW
F là lực kéo băng tải, N
v là vận tốc băng tải, m/s
Pt = P
lv
= = 6,96 KW

Theo sơ đồ tải trọng thì
η = η
k
.η
k
br
.η
m
ol
.η
đ
Trong đó:
m = 4 là số cặp ổ lăn
k = 2 là số cặp bánh răng
Tra bảng 2.3 ( trang 19, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1,
PGS.TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển).
• η
ol
= 0,995 _hiệu suất của 1 cặp ổ lăn ( vì ổ lăn được che kín)
• η
br
= 0,97 _hiệu suất của 1 cặp bánh răng
• η
k
= 1 _hiệu suất khớp nối trục
• η
đ
= 0,96 _hiệu suất bộ truyến đai
Thay số ta có:
η = 1 .0,97

2
.0,995
4
.0,96 0,89
Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tương đương:
6
P
t
= P
tđ
( công thức 2.12 trang 20, sách tính toán thiết kế hệ
dẫn động cơ khí, tập 1, PGS.TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển).
Ta lại có: P
tđ
= P
t
.
Trong đó : là hệ số chuyển đổi giữa công suất và mômen
được tính theo công thức sau:
Vì công suất P tỷ lệ thuận với moomen T, do đó ta có hệ số chuyển đổi công suất
và moomen như sau:
2
2 2
i i
1 ck
T t 2.4 3,4
β . 1 0,65 0,69
T t 8 8
 
= ∑ = + =

 ÷
 
Vậy suy ra P
tđ
= 6,96.0,69 = 4,8 KW
Công suất yêu cầu của động cơ được xác định bởi công thức:
P
yc
= P
tđ
/ η = 4,8 / 0,89 = 5,4 KW
1.1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ
Chọn tỷ số tuyền sơ bộ của toàn hệ thống là u
sb
Theo bảng 2.4 (trang 21, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 của
PGS.TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển).
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp là:
u
sbh
= 20
Chọn tỷ số truyền ngoài ( bộ truyền đai ) là: u
sbđ
= 2,4
Theo công thức 2.15 ( trang 21, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,tập 1
của PGS.TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển).
u
sb
= u
sbh
. u

sbđ
= 20.2,4 = 48
Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang) là:
n
lv
=
60000. 60000.0,48
.320
v
D
π π
=
≈ 29 vg/ph
Trong đó: v là vận tốc của băng tải
D là đường kính băng tải
Số vòng quay sơ bộ của động cơ n
sb
là :
7
n
sb
= n
lv
. u
sb
= 29 .48 = 1392 vg/ph
Chọn động cơ phải thoả mãn đồng thời :
P
đc
≥

P
yc
n
đc
≈ n
sb
Momem mở máy của động cơ
1
1 1 2
1,75
1,06
TTmm
T T T
= =
+
Tải trọng thỏa mãn:
dn
K
mm
T
T
T
T
≤
Với P
yc
= 5,5 KW ; n
sb
= 1425 vg/ph ;
1

1,06
Tmm
T
=
Theo bảng phụ lục P1.3 ( trang 236, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí,tập 1 của PGS.TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển).
Ta chọn động cơ 4A112M4Y3
Tra bảng P1.7 (trang 242, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, , tập 1 của
PGS.TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển). Ta được đường kính trục d
đc
= 32 mm
Kết luận:Động cơ 4A112M4Y3 phù hợp với yêu cầu thiết kế
Bảng thông số động cơ:
kiểu động cơ Công suất
(kw)
vận tốc
(vg/ph)
Cos
4A112M4Y3 5,5 1425 O,85 85,5 2,0
1.2 Phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Xác định tỷ số truyền
Ta có: : u
c
= u
hộp
. u
đai
Ta lại có tỷ số truyền chung:
1425
49,14

29
dc
c
lv
n
u
n
= = ≈
Chọn u
đai
= 2,4  u
hộp
= = 20,48
u
hộp
= u
1 .
u
2
8
Trong đó: u
1
: là tỷ số truyền cấp nhanh
u
2
: là tỷ số truyền cấp chậm
Vì là hộp giảm tốc đồng trục nên để dung hết khả năng của cấp nhanh ta chọn
theo công thức 3.14 (trang 44,sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,tập 1 của
PGS.TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển).
u

1
= u
2
= = ≈ 4,5
Tính lại giá trị của u
đai
theo u
1,
u
2
trong hộp giảm tốc
U
đai
= = = 2,4
Kết luận: u
1
= 4,5; u
2
= 4,5 ; u
đai
= 2,4
1.2.2Xác định số vòng quay, mômen và số vòng quay trên các trục.
♦ Công suất:
Ta có : P
đc
=5,5 kW ; n
lv
=29 vg/ph
Trục I : P
I

= P
yc
=5,4 KW
Trục II : P
II
= P
I
. η
ol
.η
br
=5,4.0,995.0,97 ≈ 5,2 KW

Trục III :

P
III
= P
II
. η
br
. η
ol
=5,2.0,97.0,955 ≈ 5,02 KW
Trục tang : P
t
= P
III
. η
đ

. η
ol
=5,02.0,96.0,995 ≈ 4,8 KW
♦ Số vòng quay:
Trục I : n
I
= n
đc
= 1425 vg/ph
Trục II :
1
1425
316,67
4,5
I
II
n
n
u
= = =
vg/ph
Trục III :
2
316,67
70,37
4,5
II
III
n
n

u
= = =
vg/ph
Trục tang :
70,37
29
2,4
III
t
đai
n
n
u
= = ≈
vg/ph ( hay n
t =
n
lv
)

♦ Mômen:
Trục I : T
I
= 9,55. 10
6
.
6
5,4
9,55.10 . 36189
1425

I
I
P
n
= ≈
N.mm.
9
Trục II : T
II
= 9,55. 10
6
.
6
5,2
9,55.10 . 156819
316,67
II
II
P
n
= ≈
N.mm.
Trục III : T
III
= 9,55. 10
6
.
6
5,02
9,55.10 . 681270

70,37
III
III
P
n
= ≈
N.mm
Trục tang : T
t
= 9,55. 10
6
.
6
4,8
9,55.10 . 1580689
29
t
t
P
n
= ≈
N.mm.
Bảng thông số:
I II III T
u u
1
= 4,5 u
2
=4,5 u
đai

= 2,4
Công
suất(kw)
5,4 5,2 5,02 4,8
Số vòng
quay
(vg/ph)
1425 316,67 70,37 29
Mômen
xoắn(N.mm
)
31689 156819 681270 1580689
CHƯƠNG 2: TÍNH BỘ TRUYỀN NGOÀI – BỘ TRUYỀN ĐAI
2. Tính bộ truyền đai bên ngoài hộp giảm tốc.
Thiết kế bộ truyền ngoài bằng bánh đai dẹt.
10
α
α
2
1
γ
Ο
Ο
1
2
d
d
1
2
TiÕt diÖn A.

b
δ
a : lµ kho¶ng c¸ch gi÷a hai trôc b¸nh ®ai.
: lµ gãc «m ®ai trªn b¸nh nhá vµ lín
: lµ gãc gi÷a hai nh¸nh d©y ®ai.
: lµ chiÒu dµy cña d©y ®ai dÑt
b : lµ chiÒu réng cña ®ai dÑt.
A : lµ diÖn tÝch tiÕt diÖn ®ai. A = bx
,αα
1 2
γ
a
δ
δ
S¬ ®å bé truyÒn ®ai
2.1. Chọn loại phù hợp với khả năng làm việc.
- Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong 3 ca
tương đương với 24h, cho nên đai phải có độ bền cao, đảm bảo kinh tế và giá thành tối
thiểu nhất, nên lựa chọn đai dẹt được làm bằng vải và cao su.
2.2. Xác định đường kính đai nhỏ.
- Đường kính đai nhỏ được xác định bởi công thức thực nghiệm:
d
1
=(5,26,4).
d
1
=(5,26,4).= 155191 (mm)
Theo tiêu chuẩn bảng 21.15 trang 163 tập 2, ta sẽ chọn được d
1
=180 (mm)

Khi đó vận tốc được xác định bởi công thức sau.
V= 13,42 (m/s)
Có V=13,42 (m/s) < V
max
=(2530) (m/s) cho nên đường kính d
1
là phù hợp với điều
kiện làm việc của bộ truyền.
2.3. Xác định đường kính đai lớn.
- Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức.
d
2
trong đó: . là tỉ số truyền của bộ truyền đai.
. là hệ số trượt đối với đai vải cao su, .
d
1
.là đường kính đai nhỏ sau khi chuẩn hóa.
d
2
= (mm)
11
Theo tiêu chuận bảng 21.15 ta chọn d
2
=450 (mm)
- Tỉ số truyền thực tế.
u
tt
= = 2,48
- Sai lệch tỉ số truyền.
(thỏa mãn)

2.4. Khoảng cách trục và chiều dài đai.
- Khoảng cách trục.
a(1,52).(d
1
+d
2
) = 1,5.(180 + 450) = 945 (mm)
a = 945 (mm)
- Chiều dài đai.
L = 2a + 2.945
= 2898 (mm)
- Ta biết rằng chiều dài đai sơ bộ L
min
được xác định bởi.
L
min
(m)
L
min
= 2684 (mm)
L
min
v/i = L = 2898 (mm)( *)
Không thảo mãn điều kiện (*) nên cần tăng thêm đối với đai một chiều dài từ 100
đến 400 (mm) tùy theo cách nối đai.
- Số vòng chạy của đai.
i i
max
= 5
i: số lần uốn của đai trong 1 giây.

Đảm bảo độ bền của đai.
2.5. Nghiệm góc ôm .
2.6. Xác định thiết diện đai.
- Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai.
12
A = b. = b =
trong đó: là chiều dày của đai, với đai vải cao su thì
(mm)
Theo bảng 4.1 trang 51 ta chọn loại đai .( có lớp lót)
= 4,5 z = 3 ( số lớp)
- Lực vòng F
t
(N)
Theo bảng 4.7 trang 55
- Chọn hệ tải trọng động k
d
= 1,3 do đai làm việc trong 3 ca, dao động nghẹ tại trọng
mở máy 150% tải trọng danh nghĩa.
- Đối với ứng suất cho phép được xác định theo thực nghiệm như sau.
0
. C
0
. .C
v
Trong đó: + C
0
là hệ số xét đến sự bố trí bộ truyền và cách căng đai, do đai
được đặt nằm ngang nên ta có C
0
= 1.

+ là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai.
ta có
+ C
v
là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc.
ta có C
v
+
0
ứng suất cho phép xác định bằng thực nghiệm.
0
chọn ứng suất căng ban đầu là 1,8 MPa
k
1
= 2,5 ; k
2
= 10 ( bảng 4.9 trang 56)
0
= MPa
2,25.1.0,94.0,96 = 2 (MPa)
(mm)
Theo tiêu chuẩn bảng 4.1 trang 51, với giá trị b = 60 ta chọn chuẩn b = 63 (mm)
Theo bảng 21.16 trang 164 tập 2 B = 71 (mm)
13
2.7. Tính lực căng ban đầu tác dụng lên trục.
- Lực căng ban đầu.
F
0
= =1,8.63.4,5 = 510 (N)
- Lực tác dụng lên trục.

F
r
= 2.F
0
.sin( = 2.510.sin(160/2) = 5909 (N)
Bảng Tổng Kết Tính Bộ Truyền Đai
Tên đại lượng Ký hiệu Đơn vị Kết quả Ghi chú
Đường kính đai lớn d
2
mm 450
Đường kính đai nhỏ d
1
mm 180
Chiều rộng đai b mm 63
Chiều rộng bánh đai B mm 71
Chiều dài dây đai L mm 2898 Thêm 100-
400
Tiết diện đai mm
2
283
Lực tác dụng trục đai F
r
N 5909
Góc ôm bánh đai nhỏ độ 160
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Các thông số:
P
I
(kw) 5,4 n
1

(vg/ph) 1425
P
II
(kw) 5,2 n
2
(vg/ph) 316,67
T
I
(Nmm) 34689 u
1
4,5
14
T
II
(Nmm) 156819 u
2
4,5
Thời gian phục vụ: l
h
= 11.000 giờ
3.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh :( Bánh răng nghiêng )
3.1.1. Chọn vật liệu :
 Do công suất truyền tải không lớn lắm, không có yêu cầu gì đặc biệt về vật
liệu, để thống nhất trong thiết kế nên chọn vật liệu hai cấp như nhau. Cụ thể
thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của bánh
răng, nên nhiệt luyện báng răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10
đến 15 đơn vị
H
1
≥ H

2
+ (10 ÷ 15)HB
 Dựa vào bảng 6.1 [1] cơ tính của một số vật liệu ta chọn
Cặp bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB
1
= 245
+ Giới hạn bền: σ
b1
= 850 (Mpa)
+ Giới hạn chảy : σ
ch1
= 580 (Mpa)
Cặp bánh răng lớn : HB
2
= 230
+ Giới hạn bền: σ
b2
= 750 (Mpa)
+ Giới hạn chảy: : σ
ch2
= 450 (Mpa)
3.1.2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo 6.1 và 6.2/ 91 [1]
 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác định
theo công thức sau.
[σ

H
] =








H
H
S
0
lim
σ
.Z
R
.Z
v
.K
xH
.K
HL
(1)
[σ
F
] =









F
HLim
S
0
σ
.Y
R
.Y
s
.K
xF
.K
FC
.K
FL
(2)
Trong đó.
+ Z
R
: hệ số xét đến độ nhám của bề mặt làm việc
+ Z
V
: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ K

XH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
15
+ Y
R
: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
+ Y
S
: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
+ K
XF
: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
 Chọn sơ bộ: Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1 và Y
R
.Z
S
.K
XF
= 1
 Vậy (1) và (2) trở thành.
[σ
H
] =









H
H
S
0
lim
σ
.K
HL
(3)
[σ
F
] =








F
FLim
S

0
σ
.K
FC
.K
FL
(4)
Trong đó.
σ
0
limH
và σ
0
limF
: Lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kỳ cơ sở.
 Theo bảng 6.2/91 [1] ta có. Với thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên.
 Với bánh răng nhỏ.
σ
0
lim
1
H
= 2HB + 70 = 2.245 + 70 = 560 (Mpa)
S
H
1
= 1,1
K
HL

=
H
m
HE
HO
N
N
1
1
m
H
bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc m
H
= 6
(vì HB
1
= 245 ≤ 350)
+ N
HO
1
số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
+ N
HO
1
= 30H
4,2
1
HB
với H
HB

với độ răng Brinen
+ N
HO
1
= 30.245
2,4
= 1,6.10
7
+ N
HE
1
số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
N
HE
1
= 60.c.
3
max
∑








T
T
i

n
i
.t
i
Trong đó: c: là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1
n: là số vòng quay trong một phút
t: tổng thời gian làm việc.
16
N
HE
1
= 60.1.1425.11000.
3 3
2.4 3,4
1 . 0,65 .
8 8
 
+
 ÷
 
= 48,3.10
7
+ Vì N
HE
1
= 48,3.10
7
≥ N
HO
1

= 1,6.10
7
Vậy K
HL
1
= 1
[σ
H
1
] =
1,1
1.560
= 509 (MPa)
 Theo bảng 6.2/91 [1] ta có
+ σ
0
lim
1
F
= 1,8HB = 1,8.245 = 441 (MPa)
vậy S
F
= 1,75
+ N
FE
1
= 60.c.
6
max
∑









T
T
i
n
i
.t
i
+ N
FE
1
= 60.1.1425.11000.
6 6
2,4 3, 4
1 . 0,65 .
8 8
 
+
 ÷
 
= 39,7.10
7
+ Ta có với tất cả các loại thép thì N

FO
1
= 4.10
6
Vậy N
FE
1
≥ N
FO
1
vậy K
FL
= 1
 Với bánh răng lớn tính toán tương tự ta có.
+ σ
0
lim
2
H
= 2HB + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa)
S
H
1
= 1,1
+ N
HO
2
= 30.230
2,4
= 1,39.10

7
+ N
HE
2
=
1
1
u
N
FE
=
7
39,7.10
4,5
= 9,2.10
7
Vì N
HE
2
= 9,2.10
7
≥ N
HO
2
= 1,39.10
7
Vậy K
HL
2
= 1

+ [σ
H
2
] =
1,1
1.530
= 481,8 (MPa)
+ [σ
H
] =
2
][ ][
21
HH
σσ
+
=
2
8,481509 +
= 495,4 (MPa)
17
[σ
H
] = 495,4 (MPa) ≤ 1,25. [σ
H
]
min
= 1,25.481,8 = 602,25 (MPa)
+ σ
0

lim
2
F
= 1,8.230 = 414 (MPa)
+ N
FE
2
= 60.1.
316,67
4,32
.11000.
6 6
2,4 3, 4
1 . 0,65 .
8 8
 
+
 ÷
 
= 9,16.10
7
Vì N
FE
2
= 9,16.10
7
≥ N
FO
= 4.10
6

Vậy K
FL
2
= 1
Mặt khác, bộ truyền quay một chiều nên K
FC
= 1
[σ
F
1
] =
75,1
1.441
= 252 (MPa)
[σ
F
2
] =
75,1
1.414
= 236 (MPa)
Ứng suất quá tải cho phép
[σ
H
]
max
= 2,8.σ
ch
2
= 2,8.450 = 1260 (MPa)

[σ
F
1
]
max
= 0,8.σ
ch
1
= 0,8.580 = 464 MPa)
[σ
F
2
]
max
= 0,8.σ
ch
2
= 0,8.450 = 360 (MPa)
3.2. Tính toán nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục với cấp nhanh.
 Theo công thức 6.15a/96 [1] ta có.
( )
[ ]
1 H
3
w a
2
H ba
T K
a K u 1

u
β
= ±
σ ψ
 Trong đó:
+ K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng
+ T
i
: momen xoắn trên trục bánh răng chủ động (N.mm)
+ [σ
H
] : Ứng suất tiếp xúc cho phép MPa
+ u
1
: tỉ số truyền cấp nhanh.
18
ba
Ψ
=
w
w
a
b
với b
w
: chiều rộng vành răng.
 Tra bảng 6.5 với răng nghiêng vật liệu 2 bánh là: Thép – Thép K
a

= 43
• Tra bảng 6.6
ba
Ψ
=
2
5,0
= 0,25
bd
Ψ
= 0,53.
ba
Ψ
.(u
1
+ 1) = 0,53.0,25(4,5 + 1) = 0,705
• Tra bảng 6.7 với sơ đồ 3 ta được K
β
H
= 1,12
T
1
= 31689 (N.mm)
• Vậy a
w
= 43(3,46 + 1).
3
2
31689.1,12
(495,4) .4,5.0,25

= 130,2 (mm)
b. Xác định các thông số ăn khớp
 Môđun m:
 Theo công thức 6.17/97 [1] ta có.
m = (0,01 ÷ 0,02). a
w1
= (0,01 ÷ 0,02).130,2 = 1,302 ÷ 2,604
chọn m = 2 mm
Chọn sơ bộ β = 20
0
, do đó cosβ = 0,94
theo công thức 6.31/103 [1]
Z
1
=
)1.(
cos 2
1
1
+um
a
w
β
=
2.130,2.0,94
2.(4,5 1)+
= 27,44
Lấy z
1
= 28

 Theo công thức 6.32/103 [1]
Số răng bánh lớn: z
2
= u
1
.z
1
= 4,5.28 = 196,88
Lấy Z
2
=100
+ Tổng số răng cả hai bánh là: 28 + 100 = 128
19
Góc nghiêng β được tính lại:
 Theo công thức 6.21/99 [1]
cos
β
=
.
2.128
2 2.130,2
t
w
m Z
a
=
= 0,98
Suy ra β = 11,47
0
= 11

0
28’12’’
Khi 10 ≤ z
1
≤ 30 thì x
1
= x
2
= 0,5
c. Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền
 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều
kiện sau:
 Theo công thức 6.33/105 [1] ta có:
( )
[ ]
1 H
H M H H
2
w w1
2T K u 1
Z Z Z
b ud
ε
±
σ = ≤ σ
(*)
Z
M
= 274 Mpa
1/3

(bảng 6.5) – hệ số xét đến cơ tính vật liệu [1]
 Theo bảng 6.11/104 (I) ta có:
α
t
= α
tw
= arctg








β
α
cos
tg
= arctg
20
0,98
tg
 
 ÷
 
= 20,37
vì theo TCVN góc frofil α = 20
 Theo công thức 6.35/105 (I) ta có:
b t

tg cos .tgβ = α β
= cos(20,47).tg(11,47) = 0,19
+ Vậy β
b
= 10,77
0
Z
H
– hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
 Theo công thức 6.34/105 [1] ta có:
20
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos.2
=
0
2.cos11,47
sin(2.20,37)
= 1,73
 Theo công thức 6.38b/105 [1] ta có:
α
ε
=
0

1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 .cos 1,88 3,2 .cos(11.47 )
28 100Z Z
β
 
 
 
 
− + = − +
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
=
1,699
 Theo công thức 6.37/105 [1] ta có tính hệ số trùng khớp dọc
w
b sin
m.
β
β
ε =
π
b
w

=
ba
Ψ
.a
w1
= 0,25.130,2 = 32,55
vậy
β
ε
=
( )
0
32,55.sin 11,47
2.3,14
= 1,03 >1
 Vậy theo 6.36c/ 105 (I) ta có
Z
ε
=
α
ε
1
=
1
1,699
= 0,774
• d
w
1
– đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ (bánh chủ động)

d
w
1
=
1
.2
1
+
m
w
u
a
=
2.130,2
4,5 1
+
=
58,38 (mm)
• Vận tốc vòng, theo công thức 6.40/106 [1] ta có:
v =
60000

1
1
nd
w
π
=
3,14.58,38.316,67
60000

= 2,18 (m/s) < 4 (m/s)
 Theo bảng 6.13/106 [1] chọn cấp chính là 9
 Theo bảng 6.16/107 [1] trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số bước răng
g
0
= 73.
• Theo bảng 6.15/107 (I),
H
0,002δ =
V
H
= 0,002.73.2,04.
148
3,46
= 1,74
21
+ K
H
– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo công thức 6.39/106 [1] ta có:
+
H H H Hv
K K K K
β α
=
+ K
Hβ
= 1,28 – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng.
+ K

Hα
= 1,16 – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng của các đôi
răng đồng thời ăn khớp (v > 2,5).
+ K
Hv
– là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
 Theo công thức 6.41/107 [1] ta có:
+
H w w1
Hv
1 H H
v .b .d
K 1
2.T .K .K
β α
= +
= 1 +
1,74.32,55.58,38
2.31689.1,28.1,16
= 1
+
H H H Hv
K K K K
β α
=
= 1,28.1,16.1,019 = 1,5
σ
H
= 274.1,709.0,774.
2

2.31689.1,5.(4,5 1)
37.4,5.55,6
+
= 415,4 (MPa)
 Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ] [ ]
H H R V xH
.Z .Z .Zσ = σ
Với v = 2,03 m/s →Z
V
= 1 (vì v < 5 m/s)
+ Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó
cần gia công đạt độ nhám là R
a
= 2,5 ÷ 1,25 (µm)
Do đó Z
R
= 0,95
với d
a
< 700 (mm) → K
xH
= 1
 Theo công thức 6.1/91 và 6.1a/93 (I) ta có:
[σ
H
] = [σ
H
].Z
V

.Z
R
.K
XH
= 495,4.1.0,95.1 = 470,71 (MPa)
Như vậy [σ
H
] = 423,5 (Mpa < [σ
H
] = 470,71 (Mpa) bánh răng đủ bền tiếp xúc.
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
 Theo công thức 6.43/108 [1] ta có:
[ ]
1 F F1
F1 F1
w w1
2.T .K .Y .Y .Y
b .d .m
ε β
σ = ≤ σ
22
+ T
1
= 31689 (Nmm);
+ m = 2 (mm);
+ b
w
= 32,55 (mm);
+ d
w1

= 58,38 (mm);
+ Y
ε
=
α
ε
1
=
668,1
1
= 0,6– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
+ Y
β
= 1-
11,47
140
= 0,89– hệ số kể đến độ nghiêng của răng;
 Số răng tương đương.
Z
v1
=
1
3 3
28
cos cos (11,47)
Z
β
=
= 29,7 vậy Z
v1

= 30
Z
v2
2
3 3
100
cos cos (11,47)
Z
β
=
= 106,2 vậy Z
v2
= 107
Theo bảng 6.18/109 [1] ta có:
Y
F1
= 3,4
Y
F2
= 3,52
 K
F
– hệ số tải trọng khi tính về uốn
Theo công thức 6.45/109 [1] ta có:
F F F Fv
K K .K .K
β α
=
+ K
Fβ

= 1,24 (bảng 6.7/98 [1] – là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều dài
vành răng khi tính về uốn;
+ K
Fα
= 1,40 (theo bảng 6.14/107 [1] – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn;
+ K
Fv
– là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn
 Theo công thức 6.46/109 [1] ta có:
+
F w w1
Fv
1 F F
v .b .d
K 1
2.T .K .K
β α
= +
23
Với
w
F F 0
a
v .g .v.
u
= δ
+
F

0,006δ =
→v
F
= 0,006.73.2,03.
130,2
4,5
= 5,79
Vậy K
Fv
= 1 +
5,13.32,55.58,38
2.31689.1,24.1,4
= 1,05
suy ra K
F
= 1,24.1,40.1,05 = 1,82
 vậy σ
F1
=
2.31689.1,82.0,6.0,89.3,4
32,55.55,6.2
= 98 (Mpa)

[ ] [ ]
F1 F1 R S xF
.Y .Y .K
σ = σ
+ Với m = 2 mm, Y
S
= 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,031 – hệ số xét đến độ nhậy đối

với tập trung ứng suất;
+ Y
R
= 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
+ K
xF
= 1 (d
a
< 400 mm) – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ
bền uốn;
[σ
F1
] = 252.1.1.1,031 = 259,76(MPa)
Vậy
[ ]
F1 F1
σ < σ

[ ] [ ]
F2 F2 R S xF
.Y .Y .Kσ = σ
= 236.1.11,022.1 = 243,3 (Mpa)
 Theo công thức 6.44/108 [1] ta có:
[ ]
F2
F2 F1 F2
F1
Y
.
Y

σ = σ ≤ σ
[σ
F2
] = 98.
52,3
4,3
= 96,6 (MPa) < [[σ
F2
]
 Như vậy bánh răng đủ đảm bảo về độ bền uốn.
e. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
 Tính hệ số quá tải:
24
K
qt
=
dn
T
T
max
= 2,2
 Theo công thức 6.48/110 [1] ta có:
[ ]
H max H qt H
max
. K
σ = σ ≤ σ
= 423,5.
2,2
= 628,15 (Mpa)

[ ]
H
max
1260≤ σ =
(Mpa)
 Theo công thức 6.49/110 [1] ta có:
[ ]
F1max F1 qt F1
max
.Kσ = σ ≤ σ
= 98.2,2 = 215,6 Mpa
[ ]
F1
max
464
< σ =
(Mpa)
[ ]
F2 max F2 qt F2
max
.Kσ = σ ≤ σ
= 96,6.2,2 = 212,52 Mpa
[ ]
F2
max
360
< σ =
(Mpa)
3.3. Tính bộ truyền cấp chậm
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

a
w2
= 130,2 (mm)
b. Xác định các thông số ăn khớp:
 Mô đung: m = (0,01 ÷ 0,02) a
w2
= (0,01 ÷ 0,02).130,2 = 1,302 ÷ 2,604 (mm)
chọn m = 2 (mm)
Z
1
=
)1.(
.2
2
+um
a
w
=
2.130
2.(4,5 1)
+
= 29
→ z
2
=4,5.29 = 101 lấy z
2
= 101
 Z
t
= 29+101 = 130

 Vậy khoảng cách trục a
w
=
2
)(
21
ZZm +
= 130,2 (mm)
25