Đồ Án Chi Tiết Máy Hộp Giảm Tốc Côn Trụ

Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
1. Tính chọn động cơ điện
1.1. Chọn loại động cơ
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị cộng nghệ là
giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.
Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động. Hệ dẫn động băng
tải và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba pha
không đồng bộ rô to lồng sóc.
Loại động cơ này có nhiều ưu điểm:
- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.
- Có thể mắc trực tiếp với lưới điện ba pha mà không cần biến đổi
dòng điện.
Tuy nhiên loại này có nhược điểm là:
- Hiệu suất và cos(ϕ) thấp ( so với động cơ đồng bộ).
- Không điều chỉnh được vận tốc.
1.2. Chọn công suất động cơ.
Công suất làm việc trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:
P
ct
=
βη
.
Pt
Trong đó:
P
ct
: công suất cần thiết trên trục động cơ, kW.
P
t
: công suất tính toán trên trục máy công tác, kW.
η: hiệu suất truyền động

- Trường hợp tải không đổi:
P
t
= P
lv
=
1000
.vF
=
1000
24.0.14500
= 3.48 (kW)
F: lực kéo băng tải hoặc xích tải, N.
v: vận tốc băng tải, hoặc xích tải, m/s.
Hiệu suất hệ dẫn động η:
Theo sơ đồ đề bài thì :
kbrcbrtolđ
n
i
i
ηηηηηηη

4
1
∏
=
==
Trong đó:

η

ol
hiệu suất ổ lăn

đ
η
hiệu suất bộ truyền xích

η
k
hiệu suất khớp nối

η
brt
hiệu suất bánh răng trụ

η
brc
hiệu suất bánh răng côn
Theo bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ, ta có:
Hiệu suất Số lượng Giá trị
ol
η
4 0,995
đ
η
1 0,955
k
η
1 0,99
brt

η
1 0,94
brc
η
1 0,93
Vậy ta có: η=0,995
4
.0955.0,99.0,94.0,93=0,81
• Hệ số tải trọng tương đương :
β
β
=














∑
=
ck
i

n
i
t
t
P
Pi
*
1
2
1
<1
Do P tỉ lệ T nên ta có
β
=














∑
=

ck
i
n
i
t
t
T
Ti
*
1
2
1
=














+







+






ckckck
mm
t
t
T
T
t
t
T
T
t
t
T
Tmm
2
2
1
22
*

1
2
*
1
1
*
1
Do t
mm
rất nhỏ, t
mm
≈0 nên ta cho t
mm
=0 h
Vậy
β
=















+






ckck
t
t
T
T
t
t
T
T
2
2
1
2
.
1
2
.
1
1
=
( ) ( )







+
8
4,3
.82,0
8
4,3
.1
22
=0.71
Từ đó ta có: P
ct
=β.
η
lv
P
=.
3.48
0,81.0.71
=6.05 (kW)
1.3. Xác định tốc bộ đồng bộ của động cơ: n
đc
• Xác định n
lv
số vòng quay trên trục máy công tác
n

lv
=
D
v
.
.60000
∏
Trong đó v: vận tốc của tải v=0,24 m/s
D: đường kính tang tải D=400 mm
n
lv
=
400.14,3
24,0.60000
=11,46 (v/ph)
• Tỷ số truyền u
t
của hệ thống dẫn động.
u
sbhệ
=u
sbh
.u
sbng
u
sbng
tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài
Do bộ truyền ngoài là bộ truyền đai nên ta chọn u
sbng
=4

Chọn sơ bộ tỉ số truyền hộp u
sbh
=21
Vậy u
sbhệ
=4.21=84
• Từ u
t
và n
lv
có thể tính được số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
= n
lv
.u
sbhệ
=11,46.84=962.64 (v/ph).
1.4. Điều kiện chọn động cơ
*P
đc
>P
yc
*n
đb
≈
n
sb
*T
k

/T
dn
>T
mm
/T
1
=1,7
Dựa vào bảng P1-3 trang 236 sách “ tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí”tập1
Ta chọn loại động cơ có
Kí hiệu động cơ 4A132M6Y3
Công suất động cơ (kw) 7.5 kw
Số vòng quay của động cơ (v/ph) 968v/ph
Tỷ số (T
k
/T
dn
) 2

Do P
đc
>P
yc
& T
k
/T
dn
>T
mm
/T

1
=1,7
Nên động cơ 4A112MA6Y3 thoả mãn yêu cầu
2. Phân phối tỉ số truyền
2.1. Xác định tỷ số truyền chung
u
ch
=
ct
đc
n
n
=
46.11
968
=84.5
Ta có u
ch
=u
h
.u
ng
chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền đai là u
ng
=4
suy ra tỷ số truyền u
h
=u
1
.u

2
=
4
5.84
=21.1
• xác định u
1
,u
2
với u
1
là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn
u
2
là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ
ta chọn K
be
=0,3

ψ
bd2
=1,2
[K
01
]= [K
02
]
C
k
=1.1

⇒

λ
k
=
[ ]
( )
[ ]
01
022
1
25,2
KKK
K
bebe
bd
−
ψ
=
( )
3,0.3,01
2,1.25,2
−
=12,9

⇒
λ
k
.

3
k
C
=12,9.1.1
3
=17,17
Từ đồ thị h3.21(Tính toán hệ dẫn động cơ khí_tâp 1) ta tìm được: u
1
=5.2
Mặt khác ta có: u
h
=u
1
.u
2
=21.1 nên u
2
=4
ta tính lại U
ng
=
21
.UU
U
sb
=
4
1.21
5.84
=

(thỏa mãn)
2.2. Tính toán các thông số hình học
Nguyên tắc
P
i
:tính từ trục công tác về trục động cơ
N
i
:tính từ trục động cơ đến trục công tác
*Tính công suất trên các trục
III
II
I
Ta có:
Công suất trên trục công tác P
ct
=6.05 kw
Công suất trên trục III là :P
3
=
kol
ct
P
ηη
.
99,0.995,0
05.6
=
=6.14 kw
Công suất trên trục II là :P

2
=
==
995,0.94,0
14.6
.
3
olbrt
P
ηη
6.56 kw
Công suất trên trục I là :P
1
=
==
93,0.94,0
56.6
.
2
brcbrt
P
ηη
7.5 kw
Công suất trên trục động cơ là
P’
đc
=
==
955,0.995,0
5.7

.
1
đol
P
ηη
7.57 kw
*Tính số vòng quay trên các trục
Ta có :
Số vòng quay của trục động cơ là:n
đc
=968 v/ph
Số vòng quay của trục I là: n
1
=
4
968
=
đ
đc
u
n
=242 v/ph
Số vòng quay của trục II là: n
2
=
5.46
2.5
242
1
1

==
u
n
v/ph
Số vòng quay của trục III là :n
3
=
==
4
5.46
2
2
u
n
11.6 v/ph
*Tính mômen xoắn trên từng trục
Ta có:
Trên trục động cơ:
T
đc
=9,55.10
6
.
==
968
57.7
.10.55,9
6
'
dc

dc
n
P
74683 N.mm
Trên trục I là: T
1
=9,55.10
6
.
295971
242
5.7
.10.55,9
6
1
1
==
n
P
N.mm
Trên trục II là: T
2
=9,55.10
6
.
1347268
5.46
56.6
.10.55,9
6

2
2
==
n
P
N.mm
Trên trục III là: T
3
=9,55.10
6
.
5054913
6.11
14.6
.10.55,9
6
3
3
==
n
P
N.mm
Trên trục công tác:
T
ct
=9,55.10
6
.
5041666
46,11

05.6
.10.55,9
6
==
nct
Pct
N.mm
2.3. Bảng số liệu tính toán đối với các trục của hộp giảm tốc và động
cơ:
Trục Trục
Đc
Trục
I
Trục
II
Trục
III
Trục
Công tác
Tỷ số
truyền U
đ
=1 U
1
=5.2 U
2
=4
Công suất
P kw 7.57 7.5 6.56 6.14 6.05
Số vòng

n v/ph 968 242 46.5 11.6 11,46
Momen
xoắn
T N.mm
74683 295971 1347268 5054913 5041666
Bảng 1 Các số liệu tính toán đối với các trục của hộp giảm tốc và động
Phần II:
1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai
1.1. Chọn loại đai.
Căn cứ công suất động cơ P=7.57 kW, tỷ số truyền u
đ
=4và điều kiện
làm việc êm ta chọn loại đai là đai vải cao su.
1.2. Xác định các thông số bộ truyền.
1.2.1. Đường kính bánh đai nhỏ.
Theo công thức thực nghiệm, ta có:
d
1
=(5,2 6,4)
3
đc
T
=( 5,2 6,4)
3
74683
=(219 270) mm
Trong đó: - T
đc
: mômen xoắn trên trục động cơ, T
đc

=74683Nmm
- d
1
: nên chọn theo tiêu chuẩn (bảng 20.15, phải nhỏ hơn d
min
ghi
trong bảng 4.6)
Do vậy, ta chọn d
1
=224 mm
1.2.2. Đường kính bánh đai lớn.
d
2
=
1
.
1/ (1 )
d
d u
ε
−
=
224.4
1/ (1 0,01)−
=887 mm
ε = 0,01 0,02: hệ số trượt
d
2
chọn theo tiêu chuẩn, ta được:d
2

= 850 mm
Tỷ số truyền thực tế:
U
tt
=
( )
ε
−1
1
2
d
d
=
( )
850
224 1 0,01−
=3.83
 Sai lệch tỷ số truyền:
∆U=
đ
ttđ
U
UU −
=
4 3.83
4
−
=0.043 % (Thỏa mãn)
1.2.3. Khoảng cách trục và chiều dài đai.
• Khoảng cách trục:

a ≥ (1,5 . . 2)(d
1
+ d
2
)=(1,5 2).1074
=(1611 2148)=1780 mm
• Chiều dài đai:
( )
a
dddd
aL
42
)(
2
2
1221
−
+
+
+≈
π

( )
2
850 224
(224 850)
2.1780
2 4.1780
π
−

+
= + +
=5300 mm
Tăng dây đai thêm 200 mm để dễ nối đai. Vậy chiều dài của đai
là: L=5500 mm
• Nghiệm đai về tuổi thọ:i=
L
v
Với chiều dài đai là: L=5500 mm.
Vận tốc đai:
1
3
. .
.224.968
11.34
60.10 60000
đc
d n
v
π
π
= = =
m/s
i=
L
v
=
11.34
2.3
=4.93<5 => Đảo bảo độ bền của đai

• Tính lại khoảng cách trục:
( ) ( )
( )










−−






+
−+
+
−=
2
12
2
2121
2
224

1
dd
dd
L
dd
La
ππ
( )
2
2
1 .1074 .1074
5500 5500 2 626 1880
4 2 2
π π
 
 
 
= − + − − =
 
 
 
 
 
mm
• Góc ôm α
1
: α
1
=
( )

a
dd
12
00
57180
−
−
=
( )
0 0
850 224
180 57
1880
−
−
=161
0
>[α
1
]=150
0
(thỏa mãn góc ôm)
1.3. Xác định tiết diện đai
A = b.δ ≥
[ ]
F
dt
KF
σ
.

=> b≥
[ ]
δσ
.
.
F
dt
KF
Trong đó: - δ: chiều dày của đai, mm.
- b: chiều rộng đai, mm.
- F
t
: là lực vòng, N.
- K
đ
: hệ số tải trọng động.
- [σ
F
]: ứng suất có ích cho phép, Mpa.
Với đai vải cao su
40
1
1
≤
d
δ
=>
1
224
5.6

40 40
d
δ
≤ = =
mm
Theo bảng 13.1_Chi tiết máy tập 2_Nguyễn Trọng Hiệp,ta chọn loại vải cao
su có 3 lớp lót, dày δ=4,5 mm
Theo bảng 13.8_Chi tiết máy tập 2_Nguyễn Trọng Hiệp, ta chọn
[σ
F
]
0
=2,25 Mpa
Lực vòng
1000.
1000.7.57
667.5
11.34
đc
t
P
F
V
= = =
N
Theo bảng 13.7_Chi tiết máy tập 2_Nguyễn Trọng Hiệp, ta có: K
đ
=1,35
Ứng suất có ích cho phép xác định theo công thức:
[σ

F
] = [σ
F
]
0
.C
α
.C
v
.C
b
Theo bảng 13.9_Chi tiết máy tập 2_Nguyễn Trọng Hiệp, ta có C
α
=0,96.
Theo bảng 13.10_Chi tiết máy tập 2_Nguyễn Trọng Hiệp, ta có C
v
=1,0083.
Ta có góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 0
0
<β=45
0
<60
0
nên C
b
=1
=> [σ
F
] = [σ
F

]
0
.C
α
.C
v
.C
b
=2,25.0,96.1,0083.1=2,178 Mpa
Do đó, Chiều rộng b của đai là: b≥
[ ]
δσ
.
.
F
dt
KF
=
667.5.1,35
2,178.5.6
=73.8 mm
Theo bảng 4.1_Tính toán thiết kế hệ dẫn động, ta có: b=80 mm
Chiều rộng đai dẹt B=1,1.b+(10÷15)=1,1.80+(10÷15)=(98÷103) mm
Lấy trị số B theo tiêu chuẩn, ta có: B=100 mm
1.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
• Với σ
0
=7,5 Mpa (
80
1

1
>
d
δ
và bộ truyền tự căng)
 Lực căng ban đầu: F
0
= σ
0
.δ.b=7,5.5.6.100=4200 N
• Lực tác dụng lên trục: F
r
= 2F
0
sin(
2
1
α
)
=2.4200.sin
161
2
 
 ÷
 
=8285 N
Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn
trụ 2 cấp
*Số liệu đầu vào
P

1
=7.5 kw P
2
=6.56 kw
n
1
=242 v/ph n
2
=46.5 v/ph
u
h
=21.1 ta đã tìm được u
1
=5.2
u
2
=4
l
h
=15000 giờ
tải trọng thay đổi theo sơ đồ
I - Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên theo 6.1 (tr90 TK1)
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285
Có
σ
b1
=850 Mpa
σ
ch1

=580 Mpa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192…240
Có
σ
b1
=750 Mpa
σ
ch1
=450 Mpa
II - Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2(tr94 TK1)
với thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB=180…350
ta có
702
0
lim
+= HB
H
σ
1.1=
H
δ
HB
F
8.1
0
lim
=
σ
75.1=

F
δ
Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB
1
=245
Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB
2
=230
Khi đó





==
=+=
Mpa
Mpa
F
H
441245*8.1
56070245*2
1lim
0
1lim
σ
σ






==
=+=
Mpa
Mpa
F
H
414230*8.1
53070230*2
2lim
0
2lim
σ
σ
0
limH
σ
&
0
limF
σ
lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với số chu kì cơ sở
N
HO
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N
HO1
=30*HB

2.4
=30*245
2.4
=1.6*10
7
N
HO2
=30*HB
2.4
=30*230
2.4
=1.39*10
7
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
=60c*
∑
∑








i
ii
t

t
T
T
*
3
max
 N
HE2
=60c*
∑
i
t
u
n
*
1
1
*
∑
∑








i
ii

t
t
T
T
*
3
max
=60*1*1425/4.7*18000*(1
3
*4/8+0.7
3
*4/8)
=21.99*10
7
>N
HO2
Do đó hệ số tuổi thọ K
KL2
=1
Do N
HE2
< N
HE1
(u
2
<u
1
)
Suy ra N
HE1

> N
HO1
do đó K
HL1
=1
chọn sơ bộ Z
R
Z
V
Z
xl
=1
theo 6.1a ta có
[
σ
H1
]=
σ
o
Hlim1
*K
HL1
/
δ
H
=560/1.1=109 Mpa
[
σ
H2
]=

σ
o
Hlim2
*K
HL2
/
δ
H
=530/1.1=481.8 Mpa
*với cấp nhanh sử dụng răng thẳng & N
HE1
> N
HO1
=> K
HL
=1
do đó
[
σ
H
]
’
=min([
σ
H1
]; [
σ
H2
])= [
σ

H2
]=481.8 Mpa
*với cấp chậm sử dụng răng nghiêng
Theo 6.12 ta có
[
σ
H
]=1/2*([
σ
H1
]; [
σ
H2
])=(509+481.8)/2=495.4 <1.25[
σ
H2
]
Tính ứng suất uốn cho phép
Ta có N
FE
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
=60c*
∑
∑









i
i
mf
i
t
t
T
T
*
max
Trong đó m
f
=6 là bậc của đường cong mỏi ( do HB<350Mpa )
N
FE2
=60*1*1425/4.7*18000(1
6
4/8+0.7
6
4/8)
=18.3*10
7
Do N
FO
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N

FO
=4*10
6
với mọi loại thép
 N
FE2
> N
FO
=> K
FL2
=1
 Do u
2
<u
1
=> N
FE2
< N
FE1
=> N
FE1
> N
FO
=>K
FL1
=1
 ứng uốn cho phép :
-
F
S

là hệ số an toàn khi tính về uốn. Theo bảng 6.2[1]/92:
F
S
=1,75
-
R
Y
là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
-
S
Y
là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
-
XF
K
là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
=1
[
σ
F
]=
σ
o

Flim
*K
FC
*K
FL
/S
F
với K
FC
hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
do tải quay 1 chiều nên K
FC
=1
[
σ
F1
]=441*1*1/1.75=252 Mpa
[
σ
F1
]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa
*ứng suất quá tải cho phép
[
σ
H
]
max
=2.8min (
σ
ch1

;
σ
ch2
)=2.8
σ
ch2
=2.8*450=1260 Mpa
[
σ
F1
]
max
=0.8
σ
ch1
=0.8*580=464 Mpa
[
σ
F1
]
max
=0.8
σ
ch2
=0.8*450=360 Mpa
III – Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng
1/ Xác định chiều dài côn ngoài
Công thức thiết kế
-Theo CT6.52a[1]/110:
[ ]

2
2
3
1
1. / (1 )
β
σ
 
= + −
 
e R H be be H
R K u T K K K u
Trong đó:
+
R
K
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền
động bánh răng côn răng thẳng có:
0,5
d
=
R
K K
=0,5.100=50(MPa
1/3
)
+
β
H
K

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
+
be
K
là hệ số chiều rộng vành răng:

U1=5.2
,chọn
be
K
=0.3=>
91.0
3.02
2.5*3.0
2
*
1
=
−
=
−
be
be
K
uK
+Theo bảng 6.21[1]/111, trục lắp trên ổ đũa ,tra truy hồi ta có:
β
H
K
=1,2

R
e
=50
12.5
2
+
*
( )
3
2
8.481*2.5*3.0*3.01
2.1*295971
−
=296 mm
2/ Xác định các thông số ăn khớp:
-Số răng bánh nhỏ: d
e1
=2*R
e
/
2
1
1 u+
=
mm8.111
2.51
296*2
2
=
+

tra bảng 6.22[1]/112=>Z
1p
=17. Với HB<350, Z
1
=1,6Z
1p
=1,6.17=27.2 răng
-Đường kính trung bình và mô đun trung bình
d
m1
=(1-0.5K
be
)d
e1
=(1-0.5*0.3)*111.8
=95 mm
m
tm
=d
m1
/Z
1
=95/27.2=3.5 mm mte=4.5 (mm)
-Xác định mô đun:
m
te
=m
tm
/(1-0.5K
be

)=3.5/(1-0.5*0.3)=4.11 mm
Theo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn mte=4 (mm), do đó:
-Ta tính lại d
m1
& m
tm
m
tm
=m
te
*(1-0.5K
be
)=4 (1-0.5*0.3)=3.4 mm
vậy Z
1
=d
m1
/m
tm
=95/3.4=27.9
lấy Z
1
=28 răng
-Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia
Z
2
= uZ
1
=5.2*28=145.6 răng chọn Z
2

=146 răng
1
δ
=arctg(Z
1
/Z
2
)= arctg(28/146)=10
o
50
’
2
δ
=90
o
-
1
δ
=79
o
50
’

Theo bảng 6.20[1]/110, chọn hệ số dịch chỉnh đều x
1
=0.4,x
2
= -0,4
-Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
d

m1
=Z
1
*m
tm
=28*3.4=95.2 mm
Chiều dài côn ngoài :
R
e
=0.5*m
te
*
2
2
2
1
ZZ +
=0.5*4*
22
14628 +
=297 mm
3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo CT6.58[1]/113:
[ ] [ ]
2
2
1
2
1
2 1

. . . .
0,85
H
H M H H H R V XH
m
T K u
Z Z Z Z Z K
bd u
ε
σ σ σ
+
= ≤ =
Trong đó:
-
M
Z
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1]/94:
M
Z
=274(Mpa
1/3
)
-
H
Z
là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Do x
t
=x

1
+x
2
=0 va do
β
=0
Tra bảng 6.12[1]/104:
H
Z
=1,76
-
Z
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
α
ε
hệ số trùng khớp ngang
α
ε
=[1.88-3.2(1/28+1/146)]*cos
m
β
(
m
β
=0)
=1.74

Theo 6.59a[1]/113:
4 4 1,74

0,87
3 3
α
ε
ε
− −
= = =Z

-
H
K
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114:
H H H HV
K K K K
β α
=
+
H
K
β
=1,2(theo tính toán phần trên)
+
H
K
α
=1(bánh răng côn răng thẳng)
+
HV
K
=1+

1
/(2 )
m1
d
H H H
V b T K K
β α
Vận tốc vòng :
v=
2.1
60000
242
*2.95*14.3
60000
1
1
==Π
n
d
m
m/s < 1.5 m/s
-Theo bảng 6.13[1]/106, chọn cấp chính xác 9.
-Theo (6.64)
1
1
10
1
****
u
u

dvg
mHH
+
=
δν
Với
H
δ
=0,006(tra bảng 6.15 trang107 TK1)

0
g
=82(bảng 6.16)
=>
5.2 1
0.006*82*1.2* 95.2* 6.3
5.2
H
ν
+
= =
vậy
K
Hv
=1+
2.1*1*295971*2
4.95
*59*3.61
**2
**

1
1
+=
βα
ν
HH
m
H
KKT
d
b
=1.05
Trong đó b=K
be
*R
e
=0.3*297=89 mm
chọn sơ bộ b=62 mm
=> K
H
=1.2*1*1.22=1.39
Ta có
-
[ ] [ ]
' 481.8.1.1.1 481.8( )
σ σ
= = =
H H V R xH
Z Z K MPa
Trong đó : v =3.76m/s<5m/s

→
V
Z
=1 hệ số ảnh hưởng của
vận tốc vòng; chọn cấp chính xác tiếp xúc 7, R
a
=0.63…1,25
m
µ
→
R
Z
=1;d
a
<700mm
→
xH
K
=1
-Như vậy
[ ]
'
σ σ
<
H H
Nên thỏa mãn
4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo CT6.66[1]/114:
[ ]
1 1 1 1 1 1

2 /(0,85 )
ε β
σ σ
= ≤
F F F m m F
T K Y Y Y bm d

[ ]
2 1 2 1 2
/
F F F F F
Y Y
σ σ σ
= ≤
Trong đó:
-T
1
là mô men xoắn trên bánh chủ động
-K
F
là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo CT6.67[1]/115:
F F F FV
K K K K
β α
=
với K
be
=
89
0.3

297
e
b
R
= =
tỉ số
1
.
0.3*5.2
0.91
2 2 0.3
be
be
K u
K
= =
− −

-Tra nội suy theo bảng 6.21 trang 133 TK1 ta có:
1,34
β
=
F
K
-
F
K
α
=1(bánh răng thẳng)
-

1
1
1
2
F m
FV
F F
V bd
K
T K K
β α
= +
(CT6.68[1]/115) với
1
0
( 1)
m
F F
d u
V g v
u
δ
+
=
(6.68a)
Tra bảng 6.15[trang 107 TK1] :
0,016
F
δ
=

6.16[trang 107 TK1] : 82
95.2(5.2 1)
0,016.82.3,76 52.55
5.2
+
= =
F
V
Thay số
52.55.89.95.2
1 1,56 1,34.1.1,56 2,09
2.295971.1,34.1
→ = + = → = =
FV F
K K
Theo trên ta có
1,74 1/1,74 0,575
α ε
ε
= → = =Y
-
Y
β
là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng
Y
β
=1
-
1 2
,

F F
Y Y
là hệ số dạng răng
Với Z
v1
=Z
1
/cos
1
δ
=28/0.98 = 28.57 răng
Z
v2
=Z
2
/cos
2
δ
=146/0.2 = 730 răng
Và x
1
=0,4, x
2
=-0,4
Tra bảng 6.18[1]/107=> Y
F1
=3,45; Y
F2
=3,63
Thay số

1
2.295971.2,09.0,575.1.3,45
100( )
0,85.89.3,4.95,2
σ
= =
F
MPa
[ ]
1
252
F
Mpa
σ
< =
[ ]
2 2
100.3,63
105( ) 236.5
3,45
σ σ
= = < =
F F
MPa Mpa
Ta thấy
[ ]
1 1F F
σ σ
<
và

[ ]
2 2F F
σ σ
<
Như vậy độ bền uốn được đảm bảo.
5/ kiêm nghiệm về quá tải
Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : k
qt
=
1
mm
T
T
=1,7
để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt
Theo CT6.48[1]/108:
[ ]
480 1,7 626( ) 1620( )
ax ax
σ σ σ
= = = < =
Hm H qt Hm
k MPa MPa
Theo CT6.49[1]/108:
[ ]
1max 1 1
max
σ σ . 100.1,7 170( ) σ 464( )= = = < =
F F qt F
K MPa MPa

[ ]
2max 2 2
max
σ σ . 105.1,7 178.5( ) σ 360( )= = = < =
F F qt F
K MPa MPa
Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.
6/ CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
CẤP NHANH.
Thông số Kí hiệu Công thức Kết quả
Chiều dài côn ngoài
Chiều rộng vành răng
Chiều dài côn trung bình
Số răng bánh răng
Góc nghiêng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính chia ngoài
Góc côn chia
Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài
Chiều cao chân răng ngoài
Đường kính đỉnh răng
ngoài
Môđun vòng ngoài
Tỉ số truyền
R
e
b
R
m

Z
1
,Z
2
β
x
1
,x
2
d
e
δ
e
h
ae
h
fe
h
ae
d
te
m
m
u
R
e
=0,5m
te

2 2

1 2
Z Z+
b=K
be
R
e
R
m
=R
e
- 0,5b
d
e1
=m
te
Z
1
; d
e2
=m
te
Z
2
1 1 2
/ )arctg(Z Z
δ
=
0
2 1
90

δ δ
= −
2 .
e te te
h h m c= +
, với
m
os
te
h c
β
=
,
0,2
te
c m=
1 1
( )
m
os
ae te n te
h h x c m
β
= +
2 1
2
ae te te ae
h h m h= −
1 1fe e ae
h h h= −

2 2fe e ae
h h h= −
1 1 1
2
1
os
ae e ae
d d h c
δ
= +
2 2 2
2
ae e ae
d d h= +
/(1 0,5 )
te tm be
m m K
= −
297(mm)
89(mm)
252.5(mm)
Z
1
=28;Z
2
=146
0
0
x
1,2

=0,4;-
0,4(mm)
IV- Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng
thẳng
1.Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong
thiết kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp nhanh.
2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN
-Theo CT6.15a[1]/94:
[ ]
2
3
2
2
2
( 1)
w
β
σ
= +
Ψ
H
a
H ba
T K
a K u
u
Trong đó:
+
a

K
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5[TK1]/94 được
a
K
= 49.5(MPa)
1/3
+ T
2
là mô men xoắn trên bánh chủ động, T
2
= 1347268 Nmm
+ Theo bảng 6.6 [TK1]/95 chọn
0,3Ψ =
ba
(bộ truyền không đối xứng)
+Theo bảng 6.16[TK1]/95:
2
0,53 ( 1) 0,53.0,3(4 1) 0.8
Ψ = Ψ + = + =
bd ba
u
+Theo bảng 6.7[TK1]/96: theo sơ đồ 5

β
H
K
=1,12tra theo truy hồi
Thay số ta có:
3

2
1347268.1,12
49.5(4 1) 429( )
491 .4.0,3
w
= + =a mm
Lấy sơ bộ
430
w
=a
(mm)
 Xác định các thông số ăn khớp:
Theo CT 6.17 [1]/97:
(0,01 0,02) (0,01 0,02)430 4.30 6.8
w
= → = → = →
m a
Theo bảng tiêu chuẩn 6.8 chọn m = 5(mm)
Chọn sơ bộ
0
0
β
=
, do đó cos
β
=1
Theo CT6.31[1] số răng bánh nhỏ:
1
2 2.430.1
34.4

w
2
os
m(u +1) 5(4+1)
β
= = =
a c
Z
. Lấy Z
1
= 34 răng
Số răng bánh lớn : Z
2
= uZ
1
=4.34 = 106,6. Lấy Z
2
= 136 răng
Tỉ số truyền
thực :
2 1
/ 136 / 34 4= = =
m
u Z Z
Tính lại khoảng cách trục ta có
1 2
( ) 5(34 136)
425
w
2 2

+ +
= = =
m Z Z
a
-Đường kính vòng chia:
1 1
/ 5.34 /1 170( )os
β
= = =d mZ c mm
2 2
/ 5.136 /1 680( )os
β
= = =
d mZ c mm
-Chiều rộng vành răng :
0,3.430 129( )
w w
= Ψ = =
ba
b a mm
-Đường kính đỉnh răng:
1 1
2 170 2.5 180( )
= + = + =
a
d d m mm
2 2
2 680 2.5 690( )
= + = + =
a

d d m mm
- Đường kính đáy răng:
1 1
0,5 170 0,5.5 167.5( )= − = − =
f
d d m mm
2 2
2,5 680 2,5.5 667.5( )= − = − =
f
d d m mm
3.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC
Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
2 2
2 ( 1)
. .
2
w w2
ε
σ
+
=
H
H M H
m
T K u
Z Z Z
b u d
Trong đó:
-
M

Z
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1]/94:
M
Z
=274(Mpa
1/3
)
-
H
Z
là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Theo CT6.34[1]:
2
tw
os
sin2
b
H
c
Z
β
α
=
Theo CT6.35[1]:
0)
o
t
os os(20 ).tg(
β α β

= =
b
tg c tg c
=0

Với
0 0
( / ) ( 20 /1) 20
tw
arc os arc
α α α β
= = = =
t
tg tg c tg tg
Do đó :
2 ) / sin(2.20 ) 1,76os(0
= =
o
H
Z c
-
Z
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Theo 6.37[1]/103, hệ số trùng khớp d
sin 129.sin 0
0
5.3,14
w
β

β
ε
= = =
Π
b
m
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 1,88 3,2 1 1,76
34 136
os
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
c
Z Z
1 1
0,75

1,76
ε
α
ε
⇒ = = =
Z
-
H
K
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114:
H H H HV
K K K K
β α
=
+
H
K
β
=1,08( tính ở trên)
+
H
K
α
đường kính vòng lăn bánh nhỏ
d
w2
=
w
2
2.

2.430
172
u 1 4 1
a
= =
+ +
Vận tốc vòng :
2
3,14.172.46,5
0.4( / )
60000 60000
w2
Π
= = =
d n
v m s
V < 4m/s, tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác động học là 9
→
H
K
α
= 1,13
+
2
1
2
w w1
d
β α
= +

H
HV
H H
V b
K
T K K
Với
0
/
wH H m
v g v a u
δ
=
Tra bảng 6.15[TK1]/105
0,006
δ
→ =
H
6.16
0
73g→ =
0,002.73.0,4 430 / 4 0.6→ = =
H
v
0,6.107,5.172
1 1,003
2.1347268.1,08.1,13
→ = + =
HV
K

1,08.1,003.1,13 1,22
→ = =
H
K
Thay số :
2
2.1347268.1,22.(4 1)
274.1,76.0,75 411( )
107,5.4.172
σ
+
= =
H
MPa
-Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo CT6.1 với
v=0,4m/s < 5m/s
1
v
Z→ =
-với cấp chính xác động học là 9 Ra: 2.5…1.25 nên

0,95. 700 , 1
→ = < =
R a XH
Z d mm K
do đó:
[ ] [ ]
' 495.4.0,95.1.1 470,7( )
σ σ
= = =

H H V R xH
Z Z K MPa
[ ]
'
H H
σ σ
→ <
Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo.
Vậy ta chọn b
w
=108 mm
4.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN
[ ]
1 2 1 1
2 /( )
w w1
ε β
σ σ
= ≤
F F F F
T K Y Y Y b d m
(6.43)
[ ]
2 1 2 1 2
/
σ σ σ
= ≤
F F F F F
Y Y
(6.44)

Trong đó:
Theo bảng 6.7 với
1,08
Ψ =
bd
ta có
1,16
β
=
F
K
Với v = 0.4(m/s) < 2,5(m/s), tra bảng 6.14[1], cấp chính xác 9 thì
1,37
F
K
α
=
.
Tra bảng 6.15
0,006
F
δ
→ =
6.16
0
73g→ =
0
/ 0,006.73.1,06 430 / 4 4.8
w
δ

= = =
F F m
v g v a u
2
4,8.108.172
1 1 1,02
2 2.1347268.1,37.1,16
w w1
β α
= + = + =
F
FV
F F
V b d
K
T K K

1,16.1,37.1,02 1,62
β α
= = =
F F F FV
K K K K
Với
1,76 1/1,655 0,56
α ε
ε
= → = =
Y
Với Z
v1

= 34 ,Z
v2
=136 và hệ số dịch chỉnh x
1
= x
2
=0, tra bảng 6.18 ta
có
1
2
3,75
3,60
=
=
F
F
Y
Y
Ứng suất uốn :
[ ]
1 1
2.1347268.1,62.0,56.1.3,75
98.7( ) 252( )
108.172.5
σ σ
= = < =
F F
MPa MPa
[ ]
2 2

98.7.3,6
94.7( ) 236,5( )
3,75
σ σ
= = < =
F F
MPa MPa
Vậy độ bền uốn được thỏa mãn.
5.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI
Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : k
qt
=1,7
Theo CT6.48[1]/108:
[ ]
411 1,7 535.8( ) 1260( )
ax ax
σ σ σ
= = = < =
Hm H qt Hm
k MPa MPa
Theo CT6.49[1]/108:
[ ]
1max 1 1
max
σ σ . 98.7.1,7 167.8( ) σ 464( )= = = < =
F F qt F
K MPa MPa
[ ]
2max 2 2
max

σ σ . 94.7.1,7 161.16( ) σ 360( )= = = < =
F F qt F
K MPa MPa
Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.
6.CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN
Thông số Kết quả
Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
a
w
= 430mm
m = 5 mm
b
w
=108mm
u
2
= 4m/s
β = 0
0
Z
1

= 34 , Z
2
= 136
x
1
= x
2
= 0
d
1
= 170mm ; d
2
= 680mm
d
a1
= 180mm; d
a2
= 690mm
d
f1
= 167.5mm; d
f2
= 667.5 mm
Phần III: Thiết kế các chi tiết đỡ nối
1. Tính toán thiết kế trục
Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước:
- Chọn vật liệu.
- Tính thiết kế trục về độ bền.
- Tính kiểm nghiệm trục về độ vền mỏi.
- Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng. Đối với trục

quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động.
1.1. Chọn vật liệu
Hộp giảm tốc chịu tải trung bình thì ta chọn vật liệu cho các trục là thép
45
thường hóa có:
600 ( )
b
MPa
σ
=
340 ( )
ch
MPa
σ
=
Độ rắn: HB = 170 … 217 MPa
1.2. Tính thiết kế trục
Tính thiết kế trục tiến hành theo các bước:
- Xác định tải trọng tác dụng lên trục.
- Tính sơ bộ đường kính trục.
- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng.
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.
1.2.1. Tải trọng tác dụng lên trục
a) Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng
Giả sử chiều quay của trục động cơ (trục I) như hình vẽ ta có sơ đồ
phân tích lực với chiều nghiêng hợp lý của bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng.
- Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:
Lực vòng:
1

1 2
1
2. 2.295971
6231( )
95
t t
m
T
F N F
d
= = = =

Lực hướng tâm:
0 0
1 1 1 1
0 0
2 1 2 2
. .cos 6231. 20 .cos10,85 2227( )
. .cos 6231. 20 .cos79,15 427( )
r t a
r t a
F F tg tg N F
F F tg tg N F
α δ
α δ
= = = =
= = = =

Hình 3.1 chiều quay hợp lý và sơ đồ phân tích lực tại vị trí ăn khớp
của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp

- Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Lực vòng:
2
3 4
3
2. 2.1347268
16300( )
165.3
t t
w
T
F N F
d
= = = =

Lực hướng tâm:
0
3 3 4
. 16300. 20 5932( )
r t tw r
F F tg tg N F
α
= = = =