THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY BÔI TRƠN VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC

1
PhầnI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
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 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 P = 3525N
- Vận tốc băng tải V = 1,2 m/s.
- Đường kính tang D = 675 mm
Nếu gọi: N
lv
_ là công suất làm việc của băng tải

η
_ là hiệu suất truyền dộng.
Trong đó: N
lv
=
==
ηη
.1000
2,1.3525
.1000
PV
(Kw) (1.1)

Ta chọn:
96,0
1
=
η
là hiệu suất bộ xích
98,0
2
=
η
là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (ba bộ)
995,0
3
=
η
là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp)
1
4
=
η
là hiệu suất khớp nối.
Ta được:
8856,0
4
4
3
3
21
==
ηηηηη

⇒
7764,4
8856,0.1000
2,1.3525
==
lv
N
Kw
Công suất cần thiết N
o
=
==
8856,0
7764,4
η
lv
N
5,3934Kw
Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức N
đm
> N
o
. 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 A02-42-4 có:
Công suất động cơ N
đm
= 5,5 Kw
Số vòng quay của động cơ n
đc

= 1450 vòng/phút
Hiệu suất động cơ η
đm
= 88%
Khối lượng động cơ m = 66,5 Kg.
Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền chung
có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động.
Kiểm tra mômen khởi động của động cơ:
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
2
Ta có:
5,1=
dm
mm
M
M
Xem như bộ truyền làm việc với mômen định mức của động cơ.
Mà ta có
4.1=
M
M
qt
⇒ M
mm
>M
qt
.
Vậy bảo đảm động cơ khởi động được để kéo bộ truyền làm
việc.
II: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.

II-1 Tỷ số truyền.
Tý số truyền động chung: i = n
đm
/n
t
Trong đó n
t
là số vòng quay của tang dẫn động.
1000.60
t
t
Dn
V
π
=
m/s (1.2)
⇒ n
t
=
34
675
1000.60.2,1
1000.60.
==
ππ
D
V
t
vòng/phút
Vậy i =

647,42
34
1450
=
Ta có: i = i
ng
.i
t
= i
ng
.i
n
.i
c
Trong đó:
i
ng
tỷ số truyền của bộ truyền xích
i
t
tỷ số truyền của hộp giảm tốc
i
n
tỷ số truyền cấp nhanh
i
c
tỷ số truyền cấp chậm.
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

n
và i
t
) 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
=1,2i
c
. Chọn: i
x
=4 ;
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
3
⇒ i
ng
= i
x
=
cccn
iiii
i

.2,1
647,42
.
=
=4
98.2
4*2.1
647.42
==⇒
c
i
⇒ i
n
= 1.2*2.98 = 3.576

II.2.Công suất trên các trục:
KwNN
KwNN
KwNN
IIIII
III
OI
0004,598,0.995,0.1281,5.
1281,5995,0.98,0.3664,5
3664,51.995,0.3934,5
3.2
2
3
2
2

43
===
===
===
ηη
ηη
ηη
II.3. Tính số vòng quay của mỗi trục.
n
1
= n
đc
= 1450(vòng/phút).

405
576,3
1450
1
2
===
n
i
n
n
(vòng/phút)

136
98,2
48,405
2

3
===
c
i
n
n
(vòng/phút)
II.4.Tính momen xoắn cho mỗi trục:

)(029,351131
136
0004,51055,9
1055,9
)(864,102921
405
1281,51055,9
1055,9
)(220,35344
1450
3664,51055,9
1055,9
)(048,35522
1450
3934,51055,9
1055,9
6
3
6
6
2

6
6
1
6
6
6
Nmm
n
N
M
Nmm
n
N
M
Nmm
n
N
M
Nmm
n
N
M
III
XIII
II
XII
I
XI
ct
ct

XâC
=
××
=
××
=
=
××
=
××
=
=
××
=
××
=
=
××
=
××
=
Bảng hệ thống các số liệu tính được:
Trục
T.số
Trục động
cơ
I II III
I I
nh
=3,576 I

ch
=2,98 4
n(v/p) 1450 1450 405 136
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
4
N(Kw) 5,5 5,3664 5,1281 5,0004
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.
( BỘ TRUYỀN XÍCH).
Truyền động xích thuộc truyền động ăn khớp, được sử dụng rộng rãi
trong máy công cụ, máy nông nghiệp, máy dệt máy vận chuyển.
Xích là một chuổi các mắc xích nối với nhau bằng bản lề .Xích
truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn (trục chủ động) sang trục
bị dẩn (trục bị động ) nhờ sự ăn khớp các mắc xích với răng đĩa xích.
Ưu nhược điểm của bộ truyền xích.
Ưu điểm :
+Có thể truyền chuyển động với khoảng cách lớn mà vẫn đảm
bảo tỷ số truyền chính xác.Thông thường khoảng cách giữa hai trục nên
dùng nhỏ hơn 8m.
+So với bộ truyền đai thì hiệu suất của bộ truyền xích cao hơn
.Lực tác dụng lên trục nhỏ vì lực căng ban đầu không cần lớn;khuôn
khổ kích thước nhỏ, gọn hơn khi điều kiện làm việc và công suất như
nhau.
+Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục khác
nhau.
Nhựơc điểm:
+vận tốc tức thời của đĩa xích thay đổi nhất là khi số răng của đĩa
xích ít làm cho đĩa xích quay không đều.
+Bộ truyền đòi hỏi chế tạo và lắp ghép chính xác,do đó giá thành
cao.
+Xích chóng mòn bản lề nhất là điều kiệm bôi trơn không tốt và

bộ truyền không được che kín.
+Truyền động xích có tiếng ồn
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
5
Bộ truyền xích làm việc có thể xuất hiện các dạng hỏng sau đây:
+Mòn bản lề và răng đĩa xích.
+Con lăn bị mòn,bị rỗ hoặc vỡ.
+Các má xích bị đứt vì mỏi.
Thiết kế bộ truyền xích gồm ba giai đoạn.
Giai đoạn 1:Nghiên cứu các yêu cầu của bộ truyền cần thiết kế:
P=3525(N), N=4,23(kw), n
t
=34(vòng /phút), I
x
=4
Giai đoạn 2:
Bước 1:Sơ đồ kết cấu của nguyên lý của bộ truyền và các thông sô hình
học của bộ truyền.
Bước 2:xác định các thông số lý học(A,D
1
,D
2
,X,t).
1) Chọn loại xích.
Trong các bộ truyền xích thường dùng xích ống con lăn hoặc xích
răng trong đó xích ống con lăn được dùng nhiều nhất.
Theo đầu bài v
t
=1,2<10
÷

15(m/s) nên ta dùng xích ống con lăn ,nó có
giá thành rẻ hơn và dễ chế tạo hơn xích răng.
2)Tính số răng của đĩa xích.
Số răng của đĩa xích càng ít đĩa bị động quay càng không
đều,động năng va đập của mắt xích răng đĩa xích càng tăng và xích làm
việc càng ồn.
Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích nên chọn số răng
đĩa nhỏ Z
1
=23, số răng đĩa xích lớn Z
2
=4.23 = 92
3)Định bước xích t:
Bước xích t là thông số cơ bản của bộ truyền xích,xích có bước
càng lớn thì khả năng tải càng lớn nhưng tải trọng động va đập,va đập
và tiếng ồn càng tăng nhất là khi vận tốc cao.
Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra
trong bản lề và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn
số vòng quay giới hạn.
Đê tính bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng.
k=k
đ
.k
A
.k
o
.k
đc
k
b

.k
c
[S
I
,B6-6,T105].
Trong đó.
k
đ
-Hệ số xét đến tính chất tải trọng ngoài .Vì tải trọng rung động
nhẹ nên ta chọn k
đ
=1
k
A
-Hệ số xét đến chiều dài xích,ta chọn A=(30
÷
50).t nên ta chọn
k
A
=1.
k
o
-Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền.
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
6
Chọn đường tâm nối hai đĩa xích làm với đường ngang một góc nhỏ hơn
một góc 60
o
nên ta chọn k
o

=1.
k
đc
-Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích.
Trục không điều chỉnh được cũng không có đĩa hoặc con lăn căng xích
ta chọn k
đc
=1,25.
k
b
-hệ số xét đến điều kiện bôi trơn .Chọn điều kiiện bôi trơn liên
tục(xích nhúng trong dầu hoặc phun liên tục) ta chọn k
b
=0,8.
k
c
-Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, ta chọn làm việc
2ca nên k
c
=1,25
Thay số vào ta có k=1.1.1,25.0,8.1,25=1,25
Công suất tính toán của bộ truyền xích.
N
t
=N.k.k
z
.k
n
. [S
I

,Ct6-7,T106].
N Công suất danh nghĩa N=
1000
2,1.3525
=4,23 (kw).
Hệ số răng của đĩa dẫn .
k
z
=
1
01
Z
Z
=
23
25
=1,08
Hệ số vòng quay của đĩa dẫn.
k
n
=
1
01
n
n
=
136
200
=1,47. Tra theo bảng 6-4 với n
01

=200
p
v
Thay vào công thức ta có.
N
t
=4,23.1,25.1,08.1,47=8,39(kw).
N
t
=8,39<11,4=[N
t
] nên ta chọn bước xích t=25,4(mm) , tra theo
bảng (6-1) ta có d
c
=7,95(mm),chiều dài ống B=24,13(mm) Diện tích bản
lề F= 179,7(mm
2
),khối lượng một mét xích
q =2,57(kg).
Số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn n
gh
=1020(vòng/phút) .
Số dãy xích con lăn được xác định theo điều kiện.
x
≥
][N
Nt
=
4,11
39,8

=0,736 ta chọn xích ống con lăn một dãy nên ta lấy x
≈
1.
4)Định khoảng cách trục A và số mắc xích.
Tính số mắc xích theo công thức.
X=
t
A2
+
2
21
ZZ +
+(
π
.2
12
ZZ −
)
2
.
A
t
.
Định sơ bộ khoảng cách trục A.
A=40.t=40.25,4=1016(mm).
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
7
Với Z
1
=23(răng), Z

2
=92(răng), t=25,4(mm), A=1016(mm), thay số vào ta
có.
X=
4,25
1016.2
+
2
9223 +
+(
1415,3.2
2392−
)
2
.
1016
4,25
= 140,5 . Để tiện cho việc lắp
ghép ta lấy X=140.
Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây.
u=
X
nZ
.15
.
11
=
140.15
136.23
= 1,49<25=[u].Thoã mãn về số lần va đập

trong một giây.
Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích đã chọn.














π
−
−






+
−+
+
−=
2

12
2
2121
2
ZZ
8
2
ZZ
X
2
ZZ
X
4
t
A

16,1009
14,3.2
2392
8
2
9223
140
2
9223
140
4
4,25
2
2

=














−
−






+
−+
+
−=
(mm)
Để đảm bảo độ võng bình thường tránh cho xích bị căng quá,
giảm khoảng cách trục một khoảng : ∆A = 0,003A=3,027 mm

Cuối cùng là lấy A = 1009,16-3,027=1006(mm)
5. Tính đường kính của đĩa xích :
− Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :
)(5,186
23
180
4,25
180
1
1
mm
Sin
Z
Sin
t
d
oo
c
===
− Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn :
)(744
92
180
4,25
180
2
2
mm
Sin
Z

Sin
t
d
oo
c
===
6. Tính lực tác dụng lên trục :
n.t.Z
N.k.10.6
P.kR
t
7
t
=≈

Trong đó :
k
t
: hệ số xét đến trọng lượng xích lên trục,ta chọn bộ truyền nằm
ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn
o
40
với đường nằm ngang k
t
=
1,15.
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
8
N-công suất trục dẫn
t-Bước xích.

n-Số vòng quay của dẫn.
Z-số răng của đĩa dẫn
)(635,4342
136.4,25.23
0004,5.15,1.10.6

10.6
.
7
7
N
ntZ
Nk
PkR
t
t
===≈
Các thông số tính được.
+ Số răng đĩa xích.
Đĩa dẫn Z
1
=23(răng).
Đĩa bị dẫn Z
2
=92(răng).
+Bước xích t=25,4(mm).
+Số mắc xích X=140(mắc xích ).
+Khoảng cách trục A=1006(mm).
+Đường kính vòng chia.
Đĩa dẫn d

c1
=186,5(mm).
Đĩa bị dẫn d
c2
=744(mm).
+Lực tác dụng lên trục.
R=4342,635(N).
Giai đoạn 3:Bộ truyền đã thiết kế có khả năng đáp ứng các yêu cầu đề
ra, thoã mãn các điều kiện bền.
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
9
PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP
GIẢM TỐC.
III.1.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP
NHANH:
• Đối với hộp giảm tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi. Cấp nhanh là
bánh răng trụ răng nghiêng , có các đặc điểm sau:
-
Do cấp nhanh phân đôi nên khi tính công suất phải chia đôi cho bộ
truyền cấp nhanh.
-
Bánh răng ở cấp nhanh chịu tải nhỏ hơn bánh răng cấp chậm. Do vậy
khi chọn hệ số chiều rộng răng sao cho cần thoã mãn b
ch
≈ 2b
nh
-
Bánh răng cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳng; ăn khớp không tốt, có
va đập, vì vậy khi thiết kế ta tính theo cặp bánh răng dịch chỉnh.
III.1.1.Chọn vật liệu làm bánh răng.

_ Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có:
σ
k1
= 600 N/mm
2
; σ
ch1
= 300N/mm
2
; HB = 200.
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60÷90) mm.
_Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:
σ
b
=500 N/mm
2
; σ
ch
= 260 N/mm
2
; HB = 170.
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100÷300) mm.
III.1.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
1. Ứng xuất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:
N
tđ1
= 60 u Σ(M
i
/M

max
)
3
n
i
.T
i
(3.1)
Trong đó:
_ M
i
,n
i
,T
i
là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ
bánh răng làm việc ở chế độ i.
_ M
max
là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không kể
mômen quá tải)
_ u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
⇒N
tđ1
=60.1.6,5.330.16.1450.[1
3
.4/8 + (0,5)
3
.4/8]= 167,95.10
7

>
N
o
với N
0
_ số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc.
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
10
Thường N
0
=10
7
.
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
N
tđ2
= N
tđ1
/i
n
= 167,95.10
7
/ 3,576= 46,97.10
7
> N
o
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’
N
của cả hai bánh răng đều bằng 1.
Theo bảng 3-9: [σ]

Notx
= 2,6.HB
[σ]
tx
= [σ]
Notx
. k’
N
.
[σ]
tx1
= 520 N/mm
2

[σ]
tx2
= 442 N/mm
2
2.Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh răng:
N
tđ
= 60 u Σ(M
i
/M
max
)
m
n
i

.T
i
(3.2)
Các thông số như trên.
m_ bậc của đường cong mỏi uốn. Đối với thép thường hoá m=
6.
Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là:
N
tđ2
= 60.1.6,5.16.330.405.[1
6
.4/8 + (0,5)
6
.4/8]= 42,3.10
7
⇒ N
tđ1
= 3,576.42,3.10
7
= 151,3.10
7
.
Cả N
tđ1
và N
tđ2
> N
o
.
Với N

0
_chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn. N
0
=5.10
6
.
Do đó k’’
N
= 1_hệ số chu kỳ ứng suất uốn
[σ]
u
=
σ
−
σ
k.n
k.5,1
''
N1
(3.3) do răng làm việc một mặt
Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ
-1
= 0,43. σ
k
= 0,43.600=258 N/mm
2
.
Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ
-1
= 0,43.500 = 215 N/mm

2
.
Hệ số an toàn: n = 1,5.
Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k
σ

= 1,8.
Bánh nhỏ: [σ]
u1
=
8,1.5,1
1.258.5,1
= 143,3 N/mm
2
.
Bánh lớn: [σ]
u2
=
8,1.5,1
215.5,1
= 119,4N/mm
2
.
III.1.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:
Do ổ bố trí đối xứng
Có thể chọn sơ bộ k = 1,5
III.1.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng chử V, phân đôi. Do
vậy tải trọng tác dụng lên một bánh là nhỏ.
Nguy n ình C ngễ Đ ườ

11
Vậy chọn ψ
A
= b/A = 0,3
III.1.5.Xác định khoảng cách trục:
3
2
2
2
6
1
.'.
.
.
.][
10.05,1
)1(
n
Nk
i
iA
A
tx
θψ
σ









+≥
(3.4)
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. Chọn θ
’
= 1,2.
k_ hệ số tải trọng
n
2
=405(v/p)
σ
tx2
=442N/mm
2
mmA 66,132
405.2,1.3,0
3664,5.5,1
.
576,3.442
10.05,1
)1576,3(
3
2
6
1

=








+≥
Chọn A
1
=135
III.1.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh
răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
sm
i
nA
v /48,4
)1576,3.(1000.60
1450.135 2
)1(1000.60
2
11
=
+
=
+
=

π
π
(3.5)
Với vận tốc này theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác 9.
III.1.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:
Hệ số tải trọng k được tính theo công thức :
k = k
tt
.k
đ.
(3.6)
k
tt
- hệ số tập trung tải trọng
k
đ
- hệ số tải trọng động.
Chiều rộng bánh răng: b = ψ
A
.A = 0,3. 135 = 40,5 mm.
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
mm
i
A
d 59
1576,3
135.2
1
.2
1

=
+
=
+
=
do đó: ψ
d
= b/d
1
=
68,0
59
5,40
=
Tra bảng 3-12 ta tìm được k
ttbảng
= 1,03
Hệ số tập trung tải trọng thực tế: k
tt
= (k
ttbảng
+ 1)/2 = 1,015.
Giả sử:
β
>
sin
m.5,2
b
n
(3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được k

đ
= 1,4.
Hệ số tải trọng k = k
tt
.k
đ
= 1,015.1,4=1,421
k
sơbộ
=1.5. Vậy sai số ε
k
=
%5%5,5
421,1
421,15,1
>=
−
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
12
Như vậy lấy chính xác A = A
sơbộ
.
133
5,1
421,1
.135
3
3
==
sb

k
k
mm.(3.8)
Như vậy có thể lấy chính xác A = 133mm.(3.8)
b=0,3.133=40mm
III.1.8.Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng:
Modun pháp: m
n
= (0,01
÷
0,02).A = (1,33
÷
2,66)mm
Theo bảng 3-1 chọn m
n
= 2mm.
Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10
o
Số răng của bánh nhỏ:
28
)1576,3(2
10cos.133.2
)1(
cos 2
1
=
+
=
+
=

o
n
im
A
Z
β
. (3.8)
Số răng bánh lớn:
Z
2
= Z
1
.i = 28.3,576 = 100
Tính chính xác góc nghiêng β:
cosβ =
984,0
130.2
2.128
.2
.
==
A
mZ
nt
(3.10)
Vậy β = 10
o
3
/
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:

b = 40mm
kiểm tra điều kiện (3.7) :b>
mm
m
o
n
65,28
310sin
2.5,2
sin
.5,2
/
==
β
thoả
III.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Tính số răng tương đương: Z
tđ
=Z/cos
3
β.(3.11)
Bánh nhỏ: Z
tđ1
=28/(0,984)
3
=29
Bánh lớn: Z
tđ2
=100/(0,984)
3

= 105
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:
y
1
= 0,451
y
2
= 0,517
Lấy θ’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn
của bánh răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng.
Đối với bánh răng nhỏ:

2
2
6
11
2
1
6
1
/98,34
5,1.40.1450.28.2.451,0
3664,5.5,1.10.1,19
''
10.1,19
mmN
bnZmy
Nk
n
u

===
θ
σ
(3.12)
vậy
1u
σ
< [σ]
u1
=143,3 N/mm
2
Đối với bánh răng lớn:
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
P'
1
P
1
P
n
P'
1
P
a1
P
r
13
σ
u2
= σ
u1

.y
1
/y
2
(3.13)
⇒σ
u2
= 34,98.0,451/0,517=30,51N/mm
2
< [σ]
u2
= 119,4 N/mm
2
.
III.1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
Τính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ]
txqt
=2,5[σ]
Notx.
(3.14)
Bánh nhỏ: [σ]
txqt1
= 2,5.520 = 1300 N/mm
2
.
Bánh lớn: [σ]
txqt2
= 2,5.442 = 1105 N/mm
2
.

Τính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ]
uqt
=0,8.σ
ch.
(3.15)
Bánh nhỏ: [σ]
uqt1
= 0,8.300 = 240 N/mm
2
.
Bánh lớn: [σ]
uqt2
= 0,8.260 = 208 N/mm
2
.
Kiểm tra sức bền tiếp xúc:
qt
I
I
txqt
k
nb
Nki
iA
.
.'.
)1(
.
10.05,1
3

6
θ
σ
+
=
(3.16) ; k
qt
=1,4.
⇒
2
36
1
/2754,1
1450.40.2,1
3664,5.5,1.576,4
576,3.133
10.05,1
mmN
txqt
==
σ
⇒σ
txqt2
=
2
36
/64,5084,1.
405.40.2,1
1281,5.5,1.576,4
576,3.133

10.05,1
mmN=
σ
txqt1
< 1300 N/mm
2
⇒ thỏa mãn.
σ
txqt2
<1105 N/mm
2
⇒ thỏa mãn
Kiểm tra sức bền uốn : σ
uqt
= k
qt.
σ
u
.
Bánh nhỏ: σ
uqt1
= 34,98.1,4 = 48,97 N/mm
2
< [σ]
uqt1
Bánh lớn: σ
uqt2
= 30,51.1,4 = 42,7 N/mm
2
< [σ]

uqt2.
III.1.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Modun pháp: m
n
= 2mm
Số răng: Z
1
= 28 ; Z
2
= 100
Góc ăn khớp: α
n
= 20
o
Góc nghiêng: β = 10
o
3
/
Chiều cao răng: h=2,25.m
n
=2,25.2=4,5mm
Chiều cao đầu răng : h
d
=m
n
=2mm
Độ hở hướng tâm c
1
=0,25.m
n

= 0,25.2=0,5mm
Khoảng cách trục: A = 133mm.
Bề rộng bánh răng: b= 40mm.
Đường kính vòng chia: d
c1
=m
n
.Z
1
/cosβ (3.17)
⇒ d
c1
= 2.28/cos10
o
3
/
= 57mm ;
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
14
⇒ d
c2
= 2.100/ cos10
o
3
/
= 203mm
Đường kính vòng đỉnh: d
e1
= d
c1

+ 2.m
n

⇒ d
e1
= 57+2.2=61 mm.
⇒ d
e2
= 203+ 2.2 = 207 mm.
Đường kính vòng chân: d
i1
= d
c1
- 2.m
n
-2.c
⇒ d
i1
= 57-4-1=52 mm.
d
i2
= 203 - 4 - 1 = 198 mm.
III.1.12.Tính lực tác dụng lên trục:
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng P,
lực hướng tâm P
r
và lực dọc trục Pa.
Τính lực vòng:
dn
N

d
Mx
P
.
.10.55,9.2
.2
1
6
==
(3.18)
NP 15,1240
57.1450
3664,5.10.55,9.2
6
==
Lực hướng tâm:
N
tg
tgP
o
n
4,458
310cos
20.15,1240
cos
.
Pr
/
0
===

β
α
(3.19)
Lực dọc trục: Pa = P.tgβ = 1240,15.tg10
/
3
o
= 219,79N.
III.2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP
CHẬM:
III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng.
Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có:
σ
bk3
= 600 N/mm
2
; σ
ch3
= 300 N/mm
2
; HB = 200.
σ
Notx3
=520N/mm
2
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60÷90) mm.
Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:
σ
bk4
= 500 N/mm

2
; σ
ch4
= 260 N/mm
2
; HB = 170.
σ
Notx4
=442N/mm
2
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (100÷300) mm.
III.2.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
1.Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh răng:
N
tđ
= 60 u Σ(M
i
/M
max
)
3
n
i
.T
i
(3.20)
Số chu kỳ tương đương của bánh răng nhỏ:
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
15

N
tđ3
= N
tđ2
= 46,97.10
7
> N
o
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
N
tđ4
= N
tđ2
/i
c
=46,97.10
7
/2,98=15,76.10
7
> N
o
Nên chọn k’
N
= 1
cho cả 2 bánh răng
⇒ [σ]
tx
= [σ]
Notx
. k’ = 2,6.HB

Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [σ]
tx4
= 442 N/mm
2
Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:[σ]
tx3
= 520N/mm
2
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ : [σ]
tx4
= 442 N/mm
2
2.Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:
N
tđ3
= N
tđ2
= 42,3.10
7
⇒ N
tđ4
= N
tđ3
/i
c
= 42,3.10
7
/2,98=14,19.10
7

Cả N
tđ1
và N
tđ2
> N
o
=5.10
6
do đó k’’
N
= 1.
Theo công thức (3.3)
[σ]
u
=
σ
−
σ
k.n
k.5,1
''
N1
do răng tải một mặt.
Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ
-1
= 0,45.600 = 270 N/mm
2
.
Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ
-1

= 0,45.500 = 225 N/mm
2
.
Hệ số an toàn: n = 1,5.
Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k
σ

= 1,8.
Bánh nhỏ: [σ]
u1
=
8,1.5,1
1.270.5,1
= 150 N/mm
2
.
Bánh lớn: [σ]
u2
=
8,1.5,1
1.225.5,1
= 125 N/mm
2
.
III.2.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:
Có thể chọn sơ bộ k = 1,5. Do ổ bố trí đối xứng
III.2.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng thẳng.
Vận tốc thấp. Mà theo công thức
n

N
M
x
.10.55,9
6
=
(3.21).
Vậy bộ truyền cấp chậm chịu tải lớn hơn bộ truyền cấp nhanh.
Chọn ψ
A
= b/A = 0,4
III.2.5.Xác định khoảng cách trục:
3
4
2
4
6
.
.
.
.][
10.05,1
)1(
n
Nk
i
iA
Actx
c
ψσ









+≥
(3.22)
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
16

.178
136.4,0
1281,5.5,1
.
98,2.442
10.05,1
)198,2(
3
2
6
mmA =









+≥
Lấy A = 178mm.
Chiều rộng bánh răng: b
3
= ψ
A
.A = 0,4.178= 71mm.
III.2.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
sm
i
nA
v
c
II
/9,1
)198,2.(1000.60
405.178 2
)1(1000.60
2
=
+
=
+
=
π
π
(3.23)

Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác chế tạo là 9.
III.2.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
mm
i
A
d
c
90
198,2
178.2
1
.2
3
=
+
=
+
=
⇒ ψ
d
= b/d
1
= 0,8.
Tra bảng 3-12 ta tìm được k
ttbảng
= 1,05.
Hệ số tập trung tải trọng thực tế: k
tt
= (k

ttbảng
+ 1)/2 = 1,025
Giả sử:
n
mb 5,2>
theo bảng 3-14 ta tìm được k
đ
= 1,2.
⇒ k = k
tt
.k
đ
=1,23.
⇒ ε
k
=
%5%95,21
23,1
23,15,1
>=
−
k khác với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lại khoảng cách trục A.
mm
k
k
AA
sb
sbcx
167
5,1

23,1
.178.
3
3
===
Như vậy lấy chính xác A = 167mm.
Chiều rộng bánh răng: b
3
= ψ
A
.A = 0,4.167 = 67mm
III.2.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng:
Modun pháp: m

= 0,02.A = 0,02.167=3,34 mm.
Ta chọn m
n
= 3
Số răng của bánh nhỏ
28
98,3.3
167.2
)1(
2
3
==
+
=
im
A

Z
.(3 24)
Số răng bánh lớn:
Z
4
= Z
3
.i = 2,98.28 = 83
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
Bánh nhỏ b
3
= 67mm >
5,73.5,2.5,2 ==m
Chọn bánh lớn b
4
=67mm
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
17
• Hệ số thay đổi khoảng cách trục A:

m
ZmA
a
t
5,0−
=
(3.25)
với Z
t
=Z

1
+Z
2
=28+83=111_là tổng số răng của cả hai bánh.
⇒
17,0
3
111.3.5,0167
=
−
=a
.
⇒ trị số 1000a/Z
t
=1000.0,17/111=1,53
Theo toán đồ (I_56) ⇒1000ψ/Z
t
=0,02
Với ψ_hệ số giảm chiều cao răng.
⇒ ψ=0,02.111/1000=0,002
⇒ ξ
t
=a+ψ_hệ số dịch dao tổng (3.26)
⇒ ξ
t
=0,17+0,002=0,172
⇒ ξ
1
=
( )







−
−
−
ψξξ
t
t
t
Z
ZZ
12
5,0
(3.27)
= 0,5.[0,172-55/111(0,172-0,002)]=0,044
⇒ ξ
2
=0.128
⇒ góc ăn khớp của răng
cosα=
93,0
167.2
20cos.3.111
.2
cos
0

0
==
A
mZ
t
α
⇒α=20
0
28.
III.2.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:
Với Z
3
=28;Z
4
=83. Suy ra ξ
1
=0,044; ξ
2
=0,128.
Vậy y
1
=0,451;y
2
=0,511
Đối với bánh răng lớn:

2
2
6

34
2
1
6
2
/27,38
67.136.83.3.451,0
0004,5.23,1.10.1,19

10.1,19
mmN
bnZmy
Nk
u
===
σ
< [σ]
u2
= 125
N/mm
2
(3.28)
Đối với bánh răng nhỏ:
σ
u1
= σ
u2
.y
2
/y

1
= 38,27.0,511/0,451=43,36< [σ]
u1
= 150 N/mm
2
.
III.2.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ]
txqt
= 2,5[σ]
Notx.
Bánh nhỏ: [σ]
txqt1
= 2,5.520 = 1300 N/mm
2
.
Bánh lớn: [σ]
txqt2
= 2,5.442 = 1105 N/mm
2
.
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ]
uqt
= 0,8.σ
ch.
Bánh nhỏ: [σ]
uqt1
= 0,8.300 = 240 N/mm
2
.

Nguy n ình C ngễ Đ ườ
P
r1
P
r2
P
2
P
1
18
Bánh lớn: [σ]
uqt2
= 0,8.260 = 208 N/mm
2
.
Kiểm tra sức bền tiếp xúc: k
qt
= 1,4.
( )
qtqttxtxqt
k
nb
Nki
iA
k .
.
1
.
2sin
64,0

.
.
10.05,1
.
0
3
6
+
==
α
σσ
(3.29)
( )
2
3
0
6
1
/7,2984,1.
405.67
1281,5.23,1.198,2
.
2820.2sin
64,0
.
98,2.167
10.05,1
mmN
txqt
=

+
=
σ
σ
txqt1
< 1300 N/mm
2
⇒ thỏa mãn.
Tương tự σ
txqt2
=509N/mm
2
<1105N/mm
2
⇒ thỏa mãn.
Kiểm tra sức bền uốn : σ
uqt
= k
qt.
σ
u
.(3.30)
Bánh nhỏ: σ
uqt1
= 43,36.1,4 = 60,7 N/mm
2
<
[σ]
uqt1
=150N/mm

2
Bánh lớn: σ
uqt2
= 38,27.1,4 = 53,58 N/mm
2
<
[σ]
uqt2
=125N/mm
2
.
III.2.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Modun : m

= 3mm
Số răng: Z
3
= 28 ;Z
4
= 83
Góc ăn khớp: α

= 20
o
28’
A=167mm
b
3
=67
b

4
=67
chiều cao răng h=2,25m-ψ.m=(2,25-0,002).3=6,7mm
Đường kính vòng chia: d
3
= m.Z
1
= 3.28=84mm
d
4
= m.Z
2
= 3.83=249mm
Đường kính vòng đỉnh: d
e3
=(Z
1
+ 2+ 2ξ
1
- 2ψ).m (3.31)
= (28+2+2.0,044-2.0.002).3 =90 mm.
d
e4
=(Z
2
+ 2+ 2ξ
2
- 2ψ).m (3.32)
=(83+ 2+ 2.0,128 -2.0,002).3= 256mm
Đường kính vòng chân:

d
i1
= (Z
1
- 2,5+ 2. ξ
1
).m (mm).(3.33)
= (28- 2,5+ 2.0,044).3=77mm
d
i2
= (Z
2
- 2,5+ 2. ξ
2
).m (mm).(3.34)
=(83-2,5+ 2.0,128).3= 242mm
III.2.12.Tính lực tác dụng lên trục:
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
19
Lực vòng:
d
Mx
P
.2
=
(3.35)
vớiM
x3
=
2

3
6
.10.55,9
n
N
=
Nmm120922
405
1281,5.10.55,9
6
=
suy ra P=2.120922/84=2879N
P
2
=P
1
=2879N
Lực hướng tâm: P
r
=P.tgα=2879.tg20
0
28=1074,5N
Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.
A: THIẾT KẾ TRỤC.
IV.A.1. Chọn vật liệu:
Trục phải đảm bảo các yêu cầu:
Đảm bảo độ bền, độ cứng, ít nhạy với ứng suất tập trung, dể gia
công, nhiệt luyện, chịu được mài mòn.
Chọn thép 45, tôi cải tiến.
HB=200; σ

k
=600N/mm
2
; σ
ch
=300N/mm
2
;
σ
Notx
=520N/mm
2
.
IV.A.2. Tính sơ bộ trục:
Chỉ xét trục chịu ảnh hưởng của mômen xoắn.
Tính đường kính sơ bộ của các trục:
3
n
N
Cd ≥
(mm) (4.1)
Trong đó C là hệ số tính toán phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép đối
với đầu trục vào và trục truyền chung. Lấy C = 120
Đối với trục I: N
I
= 5,3664 Kw
n
I
= 1450 vòng/phút
⇒

mmd
I
56,18
1450
3664,5
120
3
=≥
Chọn d
1
=20mm
Đối với trục II: N
II
= 5,1281 Kw
n
II
= 405vòng/phút
⇒
mmd
II
97,27
405
1281,5
120
3
=≥
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
20
Chọn d
2

=28mm
Đối với trục III: N
III
= 5,0004 Kw
n
III
= 136 vòng/phút
⇒
mmd
III
90,39
136
0004,5
120
3
=≥
Chọn d
3
= 40mm
Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số d
I
, d
II
, d
II
ta
có thể lấy trị số d
II
= 28mm để chọn loại ổ bi.Theo bảng 17P ta chọn chiều
rộng B = 13mm_ là loại ổ trung bình

IV.A.3.Tính gần đúng trục:
Trình tự :
Định kích thước dài của trục
Dựa vào các số liệu:
-
khoảng cách trục A
-
chiều rộng bánh răng b
-
chiều rộng đĩa xích, chiều rộng ổ và các phần tử khác chọn theo kinh
nghiệm.
Từ chiều dài trục, ta vẽ sơ đồ tính trục. Dựa vào sức bền ta tính được
mômen uốn và xoắn tác dụng lên trục. Tổng hợp tác dụng của hai tải
trọng này, dựa và thuyết bền 4, ta tính được đường kính trục tại các tiết
diện nguy hiểm. Từ đó vẽ được kết cấu trục.
* Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước như sau:
Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10
mm
Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: a = 15 mm
Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l
2
= 8 mm
Chiểu rộng ổ: B = 13
mm
Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d
1
= 10
mm
Chiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp : l
3

= 18 mm
Khe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông: l
4
= 15 mm
Chiều rộng bánh răng cấp nhanh: 40 mm
Chiều rộng bánh răng cấp chậm: 67 mm
Chiều dài phần mayơ lắp với trục l
5
=1,5.d
3
l
5
=1,5.40= 60
Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
21
IV.A.4.Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc:
Dựa vào sơ đồ ta tính được chiều dài sơ bộ của các trục.
Trục I:
L
1
=2(B+l
2
+a+b
1
) + b
3
+2(c-1) +l
3
+l

4
+l
5
⇒ L
1
=2(13+8+15+40) +67+2(10-1) +18+15+30= 300mm
Trục II:
L
2
= 2(l
2
+B+a+b
2
+1)+ 2c+ b
3

= 2(8+13+15+40+1)+2.10+67= 241mm
Trục III:
L
3
= L
2
+l
3
+l
4
+l
5
= 241+ 18+ 15+ 60= 334mm
Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi:

Nguy n ình C ngễ Đ ườ
22
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
d
4
d
1
d
2
d
3
P
1
P
1
P
r1
P
a1
P
a2
P
2
P
r2
P
3
P
4
P

r4
P
a1
P
r1
P
a2
P
2
P
r2
P
r3
23
IV.A.5.Sơ đồ phân tích lực trên các trục:
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
P
r1
y
Y
A
z
M
u y
(N.mm)
M
x
(N.mm)
35307
45307

M
u z
(N.mm)
x
Z
A
9758
37098
M
x1
P
1
Y
D
P
r1
45307
M
x1
P
1
P
a1
P
a1
91055
9758
Z
D
70615

93784
M
x
R
d
24
IV.A.6.Trục I :
6.1.Các số liệu ban đầu:
Chiều dài trục: L
1
=300mm; d
1
= 57mm
K
1
= 49,5 mm
K
2
= 125 mm
K
3
= 54,5 mm
P
1
= 1240,15 N R
x
= 4342,635 N
P
r1
= 458,4 N P

a1
= 219,79N M
x1
= P
1
.d
1
/2=
35344,275Nmm
M
z1
= p
a1
.d
1
/2 = 6264,015mm

Phản lực ở các gối trục:
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
Tr cIII ụ
IIII
Tr c IIụ
Tr c Iụ
25
Theo sơ đồ phân bố lực ta có:
Y
A
+Y
D
=2P

r1
- R
x
=2.458,4-4342,635=-3246 N
Y
A
(2K
1
+K
2
)=P
r1
(2K
1
+K
2
)+R
x
.K
3
⇒
Y
A
= P
r1
+
21
3
2
.

KK
KR
x
+
=458,4+
1255,49.2
5,54.635,4342
+
=1056,6 N
⇒
Y
D
=-4302,6 N
Z
A
+Z
D
=2P
1
=2.1240,15=2480,3 N
Z
A
(2K
1
+K
2
)= P
1
(2K
1

+K
2
)
⇒
Z
A
=Z
D
= P
1
=1240,15 N
Tính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm:
Ở tiết diện D:
M
u(D)
= 236673,6 Nmm.
M
x(D)
= 35344,220 Nmm
Ở tiết diện C:
2 2
( )u C uy uz
M M M= +
(4.2)
Trong đó: M
uy
= 61387,425Nmm
Nguy n ình C ngễ Đ ườ
45517 45517
K

1
K
1
K
2
K
3