Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng nghiêng để dẫn động băng tải

Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học Thiết kế máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên
ngành cơ điện tử. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học,
nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí
hiện nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho
em được học tập và trau dồi kiến thức về thiết kế máy, nhưng em chưa có kinh
nghiệm trong việc thiết kế một chi tiết hay một máy hoàn chỉnh nào cả, chính vì vậy
đồ án : “Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển dể dẫn động băng tải” giúp em
có cơ hội áp dụng những kiến thức mình được học để tự thiết kế ra một sản phẩm cơ
khí . Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có
những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không
thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy,
giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng
dụng trong công việc cụ thể của sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy Đỗ Thế Cần đã tận tình giúp đỡ
em hoàn thành nhiệm vụ của mình.
Em xin chân thành cảm ơn !
SVTH: Trần Công Đua Trang 1
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
CHƯƠNG 1
HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
1.1. Giới thiệu về hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền
không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn. Một loại cơ cấu
tương tự nhưng dùng để tăng vận tốc góc và giảm mômen xoắn được gọi là hộp
tăng tốc.
Tùy theo tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc mà người ta phân ra : hộp giảm
tốc một cấp và hộp giảm tốc nhiều cấp.
Tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc phân ra : hộp giảm tốc bánh

răng trụ, hộp giảm tốc bánh răng côn hoặc côn – trụ, hộp giảm tốc trục vít hoặc trục
vít – bánh răng, hộp giảm tốc bánh răng hành tinh,
Hộp giảm tốc bánh răng trụ được dùng rộng rãi hơn cả nhờ các ưu điểm :
tuổi thọ và hiệu suất cao, kết cấu đơn giản, có thể sử dụng trong một phạm vi rộng
của vận tốc và tải trọng.
Loại răng bánh răng trong hộp giảm tốc có thể là : thẳng, nghiêng hoặc chữ
V. Phần lớn các hộp giảm tốc có công dụng chung dùng răng nghiêng nhờ khả năng
tải lớn hơn và vận tốc làm việc cao hơn so với răng thẳng.
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiều nhất, tỉ số truyền
chung của hộp giảm tốc của hộp giảm tốc loại này thường bằng từ 8 đến 40.
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển đơn giản nhất, nhưng có nhược
điểm là bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố
không đều tải trọng trên chiều dài răng. Vì vậy cần chú ý thiết kế trục đủ cứng, đặc
biệt là trong trường hợp các bánh răng được nhiệt luyện đạt độ rắn cao và chịu tải
trọng thay đổi, vì khi đó khả năng chạy mòn của bánh răng rất kém.
1.2. Phương án thiết kế
1.2.1. Phương án 1
Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích
Ưu điểm :
- Kết cấu đơn giản. Khuôn khổ kích thước nhỏ gọn hơn truyền động đai cùng
công suất. Không có hiện tượng trượt, tỉ số truyền trung bình ổn định. Hiệu suất
cao, có thể đạt 98% nếu được chăm sóc tốt và sử dụng hết khả năng tải. Lực tác
dụng lên trục và ổ nhỏ.
Nhược điểm :
- Nhanh mòn bản lề, nhất là bôi trơn không tốt và làm việc ở nơi nhiều bụi.
SVTH: Trần Công Đua Trang 2
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Có tiếng ồn khi làm việc do va đập khi vào khớp nên hạn chế sử dụng ở bộ truyền
tốc độ cao. Cần bôi trơn và căng xích.
1.2.2. Phương án 2

Hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền đai
Ưu điểm :
- Truyền được khoảng cách giữa các trục xa nhau. Làm việc êm, không gây
ồn nhờ vào độ dẻo của đai nên có thể truyền động với vận tốc lớn, tránh được các
dao động sinh ra do tải trọng thay đổi. Đề phòng được sự quá tải nhờ sự trượt của
đai. Kết cấu và vận hành đơn giản.
Nhược điểm :
- Tải trọng phân bố không đều trên trục. Kích thước bộ truyền lớn, tỉ số
truyền khi làm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn. Tuổi thọ
thấp.
1.2.3. Lựa chọn phương án thiết kế
Sử dụng hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng nhờ khả
năng tải và vận tốc làm việc cao hơn so với răng thẳng.
Chọn bộ truyền ngoài là bộ truyền đai vì các ưu điểm : truyền được khoảng
cách xa, làm việc êm, tránh được các dao động sinh ra khi tải trọng thay đổi, đề
phòng được sự quá tải nhờ trượt đai, kết cấu và vận hành đơn giản.
SVTH: Trần Công Đua Trang 3
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
CHƯƠNG 2
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
2.1. Chọn động cơ điện
2.1.1. Các loại động cơ điện
a) Động cơ điện một chiều
Ưu điểm :
- Cho phép thay đổi trị số mômen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng
( 3:1 đến 4:1 đối với động cơ điện một chiều và 100 : 1 đối với động cơ - máy phát),
đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng do đó được dùng rộng rãi trong
các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm…
Nhược điểm :
- Đắt tiền, riêng động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm vốn

đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu.
b) Động cơ điện xoay chiều
Động cơ điện xoay chiều bao gồm hai loại : một pha và ba pha.
Động cơ một pha có công suất tương đối nhỏ, có thể mắc vào mạng điện
chiếu sáng, do vậy dùng thuận tiện cho các dụng cụ gia đình, nhưng hiệu suất thấp.
Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha. Chúng gồm hai loại :
đồng bộ và không đồng bộ.
* Động cơ ba pha đồng bộ :
Có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực
tế không điều chỉnh được.
Ưu điểm :
- So với động cơ không đồng bộ thì động cơ ba pha đồng bộ có hiệu suất và
cosφ cao, hệ số quá tải lớn hơn.
Nhược điểm:
- Thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao vì phải sử dụng thiết bị
phụ để khởi động động cơ.
* Động cơ ba pha không đồng bộ :
Gồm hai kiểu : roto dây quấn và roto ngắn mạch
SVTH: Trần Công Đua Trang 4
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
- Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto dây quấn : cho phép điều chỉnh
vận tốc trong phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số
công suất (cosφ) thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng
thích hợp khi cần điều chỉnh trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của
dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt.
- Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch : kết cấu đơn giản, giá
thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện
ba pha không cần biến đổi dòng điện. Nhược điểm của nó là : hiệu suất và hệ số
công suất thấp (so với động cơ ba pha đồng bộ), không điều chỉnh được vận tốc (so
với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto dây quấn).

=> Từ các ưu nhược điểm của các loại động cơ, chọn động cơ ba pha không
đồng bộ kiểu roto ngắn mạch.
2.1.2. Chọn động cơ
Công suất động cơ đề cho :
P
ct
= 25 [kW]
Số vòng quay của động cơ đề cho :
n = 2500 [vòng/phút]
Theo bảng P1.3 phụ lục (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất –
Lê Văn Uyển) chọn động cơ 4A180M2Y3 có P
đc
= 30kW, n
đc
= 2943 vg/ph , ȵ
đc
=
90,5, m=93kg.
2.2. Phân phối tỉ số truyền
2.2.1. Xác định tỉ số truyền u
t
của hệ thống dẫn động
Ta có:
19,62
150
2943
n
n
u
g t

đc
t
===
2.2.2. Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền
u
t
= u
ng
.u
h
= u
ng
.u
1
.u
2
Trong đó :
u
ng
là tỉ số truyền của bộ truyền đai
u
h
là tỉ số truyền hộp giảm tốc
u
1
là

tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh
SVTH: Trần Công Đua Trang 5
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

u
2
là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
Chọn sơ bộ u
ng
= 3,15
Do đó tính được :
6,23
3,15
19,62
u
u
u
ng
t
h
===
Chọn u
1
= 2,73 ; u
2
= 2,20
Tính lại giá trị của u
ng
theo u
i
của hộp giảm tốc :
3,27
2,73.2.20
19,62

.uu
u
u
21
t
ng
===
2.2.3. Xác định công suất, Mômen và số vòng quay trên các trục
Công suất trên các trục :
kW12,22.122,34.0,99.n.nPP
kolII
III
===
kW22,34.0,9523,75.0,99.n.nPP
bro lIII
===
kW 23,7525.0.95.nPP
đđcI
===
Số vòng quay trên các trục :
vg/ph900
3,27
2943
u
n
n
đ
I
đc
===

vg/ph330
2,73
900
u
n
n
1
I
II
===
vg/ph150
2,2
330
u
n
n
2
II
III
===
Mômen xoắn trên các trục :
Nmm)(81125
2943
25
.
6
9,55.10
n
P
6

9,55.10T
đc
đc
đc
===
Nmm)252014
900
.
6
9,55.10
n
P
.
6
9,55.10T
(
23,75
I
I
I
===
SVTH: Trần Công Đua Trang 6
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
(Nmm)646506
330
22,34
.
6
9,55.10
n

P
.
6
9,55.10T
II
II
II
===
Nmm)1408307
150
.
6
9,55.10
n
P
.
6
9,55.10T
(
22,12
III
III
III
===
Bảng kết quả tính toán các thông số :
Trục
Thông số
Động cơ I II III
Tỉ số truyền
u

ng
=3,27 u
1
=2,73 u
2=
2,20
Công suất (kW)
25 23,75 22,34 22,12
Số vòng quay (vg/ph)
2943 900 330 150
Mômen T (Nmm)
81125 252014 646506 1408307
SVTH: Trần Công Đua Trang 7
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
CHƯƠNG 3
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
2.1. Chọn bộ truyền
Truyền động đai dùng để truyền động giữa các trục tương đối xa nhau và yêu
cầu làm việc êm, an toàn khi quá tải. Bộ truyền đai có kết cấu khá đơn giản tuy
nhiên có trượt giữa đai và bánh đai nên tỷ số truyền không ổn định.
Bộ truyền đai thang có tỷ số truyền không lớn. Theo chỉ tiêu thiết kế, bộ
truyền cần thiết kế có tỷ số truyền u = u
ng
= 3,27. Công suất cần truyền bằng công
suất động cơ điện 25 kW, số vòng quay trục dẫn n = 2943 vòng/phút. Kiểu truyền
động thường.
2.2. Thiết kế bộ truyền đai thang
2.2.1. Chọn loại đai
Theo bảng 4.13 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê
Văn Uyển) ta sử dụng đai loại Ƃ:

Loại đai Ƃ
b
t
14
y
0
4,0
b 17
h 10,5
A (mm
2
) 138
Đường kính bánh đai
nhỏ d
1
, mm
140-280
Chiều dài giới hạn l, mm 800-6300
2.2.2. Xác định thông số của bộ truyền
a) Đường kính bánh đai nhỏ d
1
Chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
=140mm.
Vận tốc đai :
m/s21,56
60000
π.140.2943
60000
.dπ.n

v
11
===
< v
max
= 25 m/s
Với Ɛ=0,02, đường kính bánh đai lớn:
d
2
=u.d
1
(1-Ɛ)=3,27.140(1-0,02)=448 mm
SVTH: Trần Công Đua Trang 8
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Theo bảng 4.26 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí- Trịnh Chất, Lê Văn
Uyển) chọn đường kính tiêu chuẩn d
2
=450 mm .
Như vậy tỉ số truyền thực tế :
3,28
0,02)140(1
450
ε)(1d
d
u
1
2
t
=
−

=
−
=
b) Khoảng cách trục a
Theo bảng 4.14 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê
Văn Uyển), chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d
2
= 450 mm
Chiều dài đai:
l = 2a + 0,5π(d
1
+d
2
) + (d
2
-d
1
)
2
/(4a)
= 2.450 + 0,5π(140+450) + (450-140)
2
/(4.450) = 1880 mm
Theo bảng 4.13 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê
Văn Uyển) chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây :
vg/s63,9
24,2
56,21
l

v
i ===
< 10 vg/s
Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm:
4
8Δλλ
a
22
−+
=
, với
7,1313)450140(14,3.5,02240
=+−=
λ
155
2
140450
2
dd
Δ
12
=
−
=
−
=
Do đó a = 638 mm.
c) Góc ôm α
1
trên bánh đai nhỏ

Góc ôm
ο
min
ο
12
1
120α152
a
)d57(d
180α =>=
−
−=
.
2.2.3. Xác định số đai z
Theo công thức :
SVTH: Trần Công Đua Trang 9
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
zulα0
d1
.C.C.C].C[P
.KP
z =
Trong đó:
P
1
– công suất trên trục bánh đai chủ động, P
1
= 25 kW
[P
0

]– công suất cho phép, [P
0
] = 5,34 kW (bảng 4-19)
K
d
– hệ số tải trọng động, K
d
= 1,1
C
α
- hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α
1
, C
α
= 0,92
C
l
– hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, C
l
= 1,0
C
u
–hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, C
u
= 1,14
C
z
–hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho
các dây đai, P
1

/[P
0
] = 25/5,34 = 4,68 ⇒ C
z
= 0,9
Do đó:
==
9,0.14,1.0,1.92,0.34,5
1,1.25
z
5,5
Chọn z = 6
Chiều rộng bánh đai: B= (z-1)t +2e =(6-1)19+2.12,5= 120 mm
Đường kính ngoài bánh đai : d
a
= d +2h
0
= 140 + 2.4,2 = 148,4 mm
2.2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu :
v
F
zv.C
đ
K780P
F
α.
1
0
+=

Trong đó: F
v
= q
m
.v
2
= 0,178.21,56
2
= 82,7 N
Do vậy :
N,
.,.,
,
F 263782
69205621
1125780
0
=+=
Lực tác dụng lên trục :
F
r
= 2F
0.
z.sin(α/2) = 2.263.6.sin(152
o
/2) = 3062 N
SVTH: Trần Công Đua Trang 10
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
CHƯƠNG 4
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

4.1. Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
Theo bảng 6.1 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển) chọn:
+ Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…. 285 có σ
b1
= 850MPa,
σ
ch1
=580 MPa.
+ Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có σ
b2
= 750 MPa,
σ
ch2
= 450 MPa.
4.2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác
định theo các công thức sau:
Trong đó:
Z
R
: Hệ số kể đến độ nhám của mặt răng 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
Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
s
: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K
xF
: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy: Z
R
Z
V
K
xH
= 1; Y
R
Y
S
K
xF
= 1
Vậy ta có:
SVTH: Trần Công Đua Trang 11
[ ]
HLxHvR

H
H
H
KKZZ
S
.
0
lim
σ
σ
=
[ ]
FLFCxFsR
F
F
F
KKKYY
S
.
0
lim
σ
σ
=
[ ]
H
HLH
H
S
K.

0
lim
σ
σ
=
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Theo bảng 6-2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất - Lê Văn
Uyển) ta có:
: ứng suất tiếp xúc cho phép
: ứng suất uốn cho phép
S
H
, S
F
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; S
H
= 1,1 ; S
F
=
1,75
K
FC
: hệ xét ảnh hưởng đặt tải; K
FC
= 1
K
HL
, K
FL
: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ

và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:
;
Ở đây :
m
H
, m
F
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; m
H
=
6; m
F
= 6 (HB ≤ 350)
N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
( H
HB
– độ rắn Brinen)
N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
N
HE
, N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB
1
= 241

Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB
2
= 192
Ta có:
SVTH: Trần Công Đua Trang 12
[ ]
F
FLFCF
F
S
KK
0
lim
σ
σ
=
702
0
lim
+= HB
H
σ
HB
F
8,1
0
lim
=
σ
H

m
HE
HO
HL
N
N
K =
F
m
FE
FO
FL
N
N
K =
4,2
.30
HBHO
HN =
6
10.4=
FO
N
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
= 2.HB
1
+ 70 = 2.280+ 70 = 630 (MPa)
= 2.HB
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

= 1,8.HB
1
= 1,8.280 = 504 (MPa)
= 1,8.HB
2
= 1,8.230 = 414 (MPa)
24027082
2,4
30.280N
HO1
==
13972305
2,4
30.230N
HO2
==
Bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc :
Trong đó :
c : số lần ăn khớp trong 1 lần quay; c = 1
n
i
: số vòng quay trong 1 phút
t
i
: tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét
N
HE2
= 60.1.4,5.310.12.224.(1
3
.4+0,6

3
.4) = 1094329958
N
HE1
= N
HE2
.i = 1094329958.3 = 3282989874
N
FE2
= 60.1.4,5.310.12.224.(1
6
.4+0,6
6
.4) = 941930112,6
N
FE1
= N
FE2
.i = 941930112,6.3 = 2825790338
Ta thấy:
N
HE1
> N
HO1
ta lấy N
HE1
= N
HO1
⇒ K
HL1

= 1
N
HE2
> N
HO2
ta lấy N
HE2
= N
HO2
⇒ K
HL2
= 1
N
FE1
> N
FO1
ta lấy N
FE1
= N
FO1
⇒ K
FL1
= 1
N
FE2
> N
FO2
ta lấy N
FE2
= N

FO2
⇒ K
FL2
= 1
SVTH: Trần Công Đua Trang 13
0
1limH
σ
0
2limH
σ
0
1limF
σ
0
2limF
σ
( )
iiiHE
tnTTcN /60
3
max
∑=
( )
iiiFE
tnTTcN /60
6
max
∑=
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

Ứng suất tiếp xúc cho phép:
MPa
S
K
H
HLH
H
7,572
1,1
630
.
][
1
0
1lim
1
===
σ
σ
MPa
S
K
H
HLH
H
8,481
1,1
530
.
][

2
0
2lim
2
===
σ
σ
Ứng suất uốn cho phép:
MPa
S
KK
F
FLFCF
F
288
75,1
1.1.504

][
1
0
1lim
1
===
σ
σ
MPa
S
KK
F

FLFCF
F
57,236
75,1
1.1.414

][
2
0
2lim
2
===
σ
σ
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cho phép:
)(75,504][ MPa
H
=
σ
Vậy điều kiện thỏa mãn.
4.3. Tính toán cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục
3
ba1
2
H
Hβ1

1aw
ψu][σ
.KT
1).(uKa +=
SVTH: Trần Công Đua Trang 14
)(1624580.8,2.8,2][
11max
MPa
chH
===
σσ
)(1260450.8,2.8,2][
22max
MPa
chH
===
σσ
)(464580.8,0.8,0][
11max
MPa
chF
===
σσ
)(360450.8,0.8,0][
22max
MPa
chF
===
σσ
min

21
][25,1
2
][][
][
H
HH
H
σ
σσ
σ
≤
+
=
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
176,4mm
.2,73.0,3513,63
5252014.1,1
).143(2,73a
3
2
w
=+=
Lấy a
w
= 176 mm.
b) Xác định các thông số ăn khớp
Ta có :
m = (0,01 ÷ 0,02)a
w

= (0,01 ÷ 0,02)176 = 1,76 ÷ 3,52mm
Theo bảng 6.8 [TL1] chọn môđun pháp m = 2,5.
Chọn sơ bộ β = 10
o
, do đó cosβ = 0,9848
Số răng bánh nhỏ :
Z
1
= 2a
w
cosβ/[m(u+1)] = 2.176.0,9848/[2,5(2,73 + 1)] = 37,17
Lấy Z
1
= 37
Số bánh răng bánh lớn :
Z
2
= u.Z
1
= 2,73.37 = 101,01
Lấy Z
2
= 101
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là u
m
= 101/37 = 2,729
cosβ = m(Z
1
+ Z
2

)/(2a
w
) = 0,98
Suy ra β = 11
o
28
’
42
”
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
)ud1)/(b(u.K2TZZZσ
2
w1wH1εMHH
+=
Theo bảng 6.5 [TL1], Z
M
= 274Mpa
1/3
Ta có :
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ = cos(20,375).tg(11,478) = 0,19
Do đó :
Z
H
=
3)375,20.2sin(/)758,10cos(22sin/cos2 ==

tw
αβ
b
Mặt khác :
Ɛ
β
= b
w
.sinβ/(πm) = 0,3.176.sin(11,478)/(π.2,5) = 1,34
Z
Ɛ
=
α
ε
/1
=
73,1/1
= 0,76
SVTH: Trần Công Đua Trang 15
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w1
= 2a
w
/(u
m
+ 1) =2.176/(2,729 + 1) = 94,40mm
Ta có :
v = πd

w1
.n
1
/60000 = π.94,40.900/60000 = 4,45 m/s
Với v = 4,45 m/s theo bảng 6.13 [TL1] dùng cấp chính xác 8. Theo bảng
6.14 [TL1] với cấp chính xác 8 và v < 5m/s , K
Hα
= 1,09
Ta có :
v
H
= δ
H
.g
o
.v.
/ua
w
= 0,002.56.4,45.
729,2/176
= 4
K
Hv
= 1+ v
H
.b
w
.d
w1
/(2T

1
.K
Hβ
.K
Hα
)
= 1+ 4.52,8.94,40/(2.252014.1,09.1,15) = 1,032
K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
= 1,15.1,09.1,032 = 1,29
Vậy :
)ud1)/(b(u.K2TZZZσ
2
w1wH1εMHH
+=
=
)40,94.729,2.8,52/()1729,2.(29,1.252014.2.274.3.0,76
2
+
= 484,4 MPa < [σ
H
] = 504,75 MPa
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ta có :

m)d/(b.YYYK2Tσ
w1wF1βεF1F1
=
(1)
Theo bảng 6.7 [TL1], K
Fβ
= 1,32, Theo bảng 6.14 [TL1] với cấp chính xác 8
và v < 5m/s , K
Fα
= 1,27
Ta có :
ν
F
= δ
F
.g
o
.v.
/ua
w
= 0,006.56.4,45.
729,2/176
= 12
K
Fv
= 1+ v
F
.b
w
.d

w1
/(2T
1
.K
Fβ
.K
Fα
)
= 1+ 12.52,8.94,40/(2.252014.1,32.1,27) = 1,071
K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
= 1,32.1,27.1,071 = 1,8
Với Ɛ
α
= 1,361, Y
Ɛ
= 1/ Ɛ
α
= 0,613
Với β = 11,478
o
, Y
β
= 1- 11,478/140 =0,92

SVTH: Trần Công Đua Trang 16
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Số răng tương đương :
39
98,0
37
cos
33
1
1
===
β
Z
Z
v
107
98,0
101
cos
33
2
2
===
β
Z
Z
v
Theo bảng 6.18 [TL1] ta được Y
F1
= 3,7, Y

F2
= 3,6
Với m = 2,5 mm, Y
S
= 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,022 ; Y
R
= 1 ; K
xF
= 1
Do đó :
[σ
F1
] = [σ
F1
]. Y
S.
Y
R.
K
xF
= 288. 1,022 .1 = 294,33 MPa
Tương tự tính được [σ
F2
] = 241,77 MPa
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (1)
σ
F1
= 2.252014.1,8.0,613.0,92.3,7/(52,8.94,4.2,5) = 152 MPa <
1
][

F
σ
σ
F2
= σ
F1.
Y
F2/
Y
F1
= 152. 6,6/3.7 = 147,8 MPa <
2
][
F
σ
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Với K
qt
= T
max
/T =1,8
σ
H1max
= σ
H
.
Kqt
= 484,4.1,34 = 649 MPa < [σ
H
]

max
σ
F1max
= σ
F1
.K
qt
= 152 .1,8 =273,6 MPa < [σ
F1
]
max
σ
F2max
= σ
F2
.K
qt
= 147,8 .1,8 =266 MPa < [σ
F2
]
max
g) Các thông số và kích thước của bộ truyền
Khoảng cách truc a
w1
= 176mm
Môđun pháp m = 2,5mm
Chiều rộng vành răng b
w
= 52mm
Tỉ số truyền u

m
= 2,73
Góc nghiêng của răng β = 11
o
28
’
42
”
Số răng bánh răng Z
1
= 37 ; Z
2
= 101
Hệ số dịch chỉnh răng x
1
= x
2
= 0
SVTH: Trần Công Đua Trang 17
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Đường kính vòng chia d
1
= 94,39mm ; d
2
= 257,65mm
Đường kính đỉnh răng d
a1
= 99,39mm ; d
a2
= 262,65 mm

Đường kính đáy răng d
f1
= 88,14mm ; d
f2
= 251,4mm
4.3. Tính toán cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục
3
ba1
2
H
Hβ1
2aw
ψu][σ
.KT
1).(uKa +=
223,23mm
.2,20.0,3513,63
5646506.1,1
).143(2,20a
3
2
w
=+=
Lấy a
w
= 223 mm.
b) Xác định các thông số ăn khớp
Ta có :
m = (0,01 ÷ 0,02)a

w
= (0,01 ÷ 0,02)176 = 2,2 ÷ 4,4mm
Theo bảng 6.8 [TL1] chọn môđun pháp m = 2,5.
Chọn sơ bộ β = 10
o
, do đó cosβ = 0,9848
Số răng bánh nhỏ :
Z
1
= 2a
w
cosβ/[m(u+1)] = 2.223.0,9848/[2,5(2,20 + 1)] = 54,9
Lấy Z
1
= 55
Số bánh răng bánh lớn :
Z
2
= u.Z
1
= 2,20.55 = 121
Lấy Z
2
= 121
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là u
m
= 121/55 = 2,20
cosβ = m(Z
1
+ Z

2
)/(2a
w
) = 0,9865
Suy ra β = 9
o
25
’
31
”
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
)ud1)/(b(u.K2TZZZσ
2
w1wH1εMHH
+=
Theo bảng 6.5 [TL1], Z
M
= 274Mpa
1/3
Ta có :
SVTH: Trần Công Đua Trang 18
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ = cos(20,252).tg(9,425) = 0,16
Do đó :
Z

H
=
74,1)252,20.2sin(/)09,9cos(22sin/cos2 ==
tw
αβ
b
Mặt khác :
Ɛ
β
= b
w
.sinβ/(πm) = 66,9.sin(9,425)/(π.2,5) = 1,40
Z
Ɛ
=
α
ε
/1
=
77,1/1
= 0,75
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w1
= 2a
w
/(u
m
+ 1) =2.223/(2,2 + 1) = 139,38mm
Ta có :

v = πd
w1
.n
1
/60000 = π.139.330/60000 = 2,4m/s
Với v = 2,4 m/s theo bảng 6.13 [TL1] dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14
[TL1] với cấp chính xác 9 và v < 2.5m/s , K
Hα
= 1,13
Ta có :
v
H
= δ
H
.g
o
.v.
/ua
w
= 0,002.56.2,4.
2,2/223
= 2,7
K
Hv
= 1+ v
H
.b
w
.d
w1

/(2T
1
.K
Hβ
.K
Hα
)
= 1+ 2,7.66,9.139,38/(2.646506.1,09.1,13) = 1,012
K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
= 1,15.1,13.1,012 = 1,315
Vậy :
)ud1)/(b(u.K2TZZZσ
2
w1wH1εMHH
+=
=
)38,139.2,2.9,66/()12,2.(315,1.646506.2,75.274.1,74.0
2
+
= 493,3 MPa < [σ
H
] = 504,75 MPa
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ta có :
m)d/(b.YYYK2Tσ
w1wF1βεF1F1
=
(1)
Theo bảng 6.7 [TL1], K
Fβ
= 1,32, Theo bảng 6.14 [TL1] với cấp chính xác 9
và v < 2.5m/s , K
Fα
= 1,37
SVTH: Trần Công Đua Trang 19
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Ta có :
ν
F
= δ
F
.g
o
.v.
/ua
w
= 0,006.56.2.5.
2,2/223
= 8,46
K
Fv
= 1+ v
F

.b
w
.d
w1
/(2T
1
.K
Fβ
.K
Fα
)
= 1+ 8,46.66,9.139,38/(2.646506.1,32.1,37) = 1,034
K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
= 1,32.1,37.1,034 = 1,87
Với Ɛ
α
= 1,77, Y
Ɛ
= 1/ Ɛ
α
= 0,56
Với β = 9,425
o

, Y
β
= 1- 9,425/140 =0,93
Số răng tương đương :
57
987,0
55
cos
33
1
1
===
β
Z
Z
v
126
987,0
121
cos
33
2
2
===
β
Z
Z
v
Theo bảng 6.18 [TL1] ta được Y
F1

= 3,7, Y
F2
= 3,6
Với m = 2,5 mm, Y
S
= 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,022 ; Y
R
= 1 ; K
xF
= 1
Do đó :
[σ
F1
] = [σ
F1
]. Y
S.
Y
R.
K
xF
= 288. 1,022 .1 = 294,33 MPa
Tương tự tính được [σ
F2
] = 241,77 MPa
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (1)
σ
F1
= 2.252014.1,8.0,613.0,92.3,7/(52,8.94,4.2,5) = 152 MPa <
1

][
F
σ
σ
F2
= σ
F1.
Y
F2/
Y
F1
= 152. 6,6/3.7 = 147,8 MPa <
2
][
F
σ
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Với K
qt
= T
max
/T =1,8
σ
H1max
= σ
H
.
Kqt
= 484,4.1,34 = 649 MPa < [σ
H

]
max
σ
F1max
= σ
F1
.K
qt
= 152 .1,8 =273,6 MPa < [σ
F1
]
max
σ
F2max
= σ
F2
.K
qt
= 147,8 .1,8 =266 MPa < [σ
F2
]
max
g) Các thông số và kích thước của bộ truyền
SVTH: Trần Công Đua Trang 20
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Khoảng cách trục a
w1
= 223mm
Môđun pháp m = 2,5mm
Chiều rộng vành răng b

w
= 66,9mm
Tỉ số truyền u
m
= 2,2
Góc nghiêng của răng β = 9
o
25
’
31
”
Số răng bánh răng Z
1
= 55 ; Z
2
= 121
Hệ số dịch chỉnh răng x
1
= x
2
= 0
Đường kính vòng chia d
1
= 139,38mm ; d
2
= 306,64mm
Đường kính đỉnh răng d
a1
= 144,38mm ; d
a2

= 311,64 mm
Đường kính đáy răng d
f1
= 134,38mm ; d
f2
= 301,64mm
SVTH: Trần Công Đua Trang 21
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
CHƯƠNG 5
THIẾT KẾ TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN
5.1. Chọn vật liệu
Vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa
Giới hạn bền: σ
b
= 600 (MPa)
Giới hạn chảy: σ
ch
= 340 (MPa)
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12…20 MPa
5.2. Tính toán thiết kế trục
Tính toán thiết kế trục nhằm xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
đáp ứng các yêu cầu về độ bền. kết cấu, lắp ghép và công nghệ.
Tính thiết kế trục tiến hành theo các bước sau:
- 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.
5.2.1. Xác định sơ bộ đường kính trục :
Trục 1 :
39,79mm

3
0,2.20
252014
3
]0,2.[
1
T
1
d ===
τ
Ta chọn d
1
= 40mm
Trục 2 :
mm47,45
3
0,2.20
646506
3
]0,2.[
T
2
d
2
===
τ
Ta chọn d
2
= 55mm
Trục 3 :

mm61,69
3
0,2.20
1408307
3
]0,2.[
3
T
3
d ==
τ
=
Ta chọn d
3
= 70mm
5.2.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :
Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b
o
theo bảng 10.2
Ta có:
SVTH: Trần Công Đua Trang 22
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
d, mm 40 55 70
b
o
, mm 23 29 35
Chiều dài mayơ bánh răng trụ:
- Bánh 1:
l
m12

= (1,2…1,5).d
1
= (1,2…1,5).40 = (48…60)
Lấy l
m12
= 50 (mm)
- Bánh 2:
l
m22
= (1,2…1,5).d
2
=(1,2…1,5).55= (66…82,5)
Lấy l
m22
= 70 (mm)
- Bánh 3:
l
m23
=(1,2…1,5).d
2
=(1,2…1,5).55 = (66…82,5)
Lấy l
m23
= 75 (mm)
- Bánh 4:
l
m32
= (1,2…1,5).d
3
=(1,2…1,5).70=(90…112,5)

Lấy l
m32
=100(mm)
Chiều dài mayơ khớp nối:
- Nối trục đàn hồi:
l
m33
= l
mKN
= (1,4…2,5).d
3
= (105…187,5)
Lấy l
m33
= 120(mm)
Chiều dài mayơ bánh đai:
l
m11
= B = 120 (mm)
Khoảng côngxôn trên trục:
Ta chọn:
k
1
= 10; k
2
= 12; k
3
= 16; h
n
= 18

l
c12
= 0,5.(l
m12
+ b
0
) + k
3
+ h
n

= 0,5.(50 + 23) + 16 + 18
= 95,5 (mm)
l
c33
= 0,5.(l
m33
+ b
0
) + k
3
+ h
n

= 0,5.(120 + 37) + 16 + 18
= 112,5 (mm)
Khoảng cách từ gối đỡ 0 tới các chi tiết quay:
SVTH: Trần Công Đua Trang 23
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
l

22
= 0,5.(l
m22
+ b
0
) + k
1
+k
2

= 0,5.(70 + 29) + 10 + 12 = 71,5 (mm)
l
23
= l
22
+ 0,5.(l
m22
+ l
m23
) + k
1

= 71,5 + 0,5.(70 + 75) + 10
= 154 (mm)
l
21
= l
m22
+ l
m23

+3k
1
+2k
2
+ b
0
= 70 + 75 + 3.10 + 2.12 + 23
= 222 (mm)
5.2.3. Xác định tải trọng tác dụng lên trục
I
II
III
F
a
4
F
r
4
F
r
3
F
a
3
F
t
4
F
t
3

F
a
1
F
a
2
F
t
2
F
t
1
F
r
1
F
r
2
F
t
Hình 5.1. Sơ đồ bố trí tải trọng tác dụng lên trục
Trục I :
(N)5340
94,4
2.252014
w1
d
1
2T
t1

F
===
(N)2024
0,98
(20,375)tan
5340.
β
cos
tw
tanα
.
t1
F
r1
F ===
SVTH: Trần Công Đua Trang 24
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
(N)10841,478)5340.tan(1.tanβ
t1
F
a1
F ===

(Nmm)51164
2
94,4
1084.
2
w1
d

.
a1
F
a1
M ===
Trục II :
F
t2
= F
t1
= 5340 (N)
F
r2
= F
r1
= 2024 (N)
F
a2
= F
a1
=1084 (N)
(N)9276
139,38
2.646506
d
2T
F
w2
2
3

===
t
(N)3468
0,987
(20,252)tan
9276.
β
cos
tw
tanα
.
t
FF
3
r3
===
(N)1540).tan(9,4252769.tanβFF
t3a3
===

(Nmm)139679
2
94,4.2,73
1084.
2
d
.FM
w2
a2a2
===

(Nmm)073221
2
139,38
.5401
2
d
.M
w3
33
===
aa
F
Trục III :
F
t4
= F
t3
= 9276 (N)
F
r4
= F
r3
= 3468 (N)
F
a4
= F
a3
=1540 (N)
SVTH: Trần Công Đua Trang 25