Đồ án thiết kế máy thiết kế hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nghiêng trong máy trộn trục ngang

Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
CHƯƠNG 1
PHÂN TÍCH VÀ CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
1.1. Các thông số ban đầu và yêu cầu
Thông số :
- Số vòng quay của cánh trộn : n = 100 vòng/phút
- Khối lượng một mẻ trộn : m = 500 kg
- Tuổi thọ của máy : 5 năm
Yêu cầu :
- Năng suất cao
- Không gây ồn
- Máy hoạt động êm
- Không bị rung chuyển
1.2. Phương án thiết kế
Sau khi tìm hiểu và lấy kinh nghiệm thì em quyết định “thiết kế hộp giảm tốc
hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng “Có ưu điểm là bộ truyền làm việc êm,
truyền được công suất lớn, kết cấu hộp giảm tốc đơn giản dễ chế tạo , dễ bôi trơn.
Nhưng bên cạnh đó cũng có những nhược điểm là tỷ số truyền động chung thấp. Bánh
răng phân bố không đối xứng với gối tựa vì thế tải trọng phân bố không đều trên các
trục. Các ổ được chọn theo phản lực lớn nhất nên trọng lượng hộp giảm tốc có tăng so
với các loại hộp giảm tốc khác.
1
2
3
4
5
1 : động cơ 2 : truyền động đai 3 : cặp bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 1
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
4 : cặp bánh răng trụ nghiêng cấp chậm 5: khớp nối .
Hình1.1. Sơ đồ dẫn động hộp giảm tốc

Mô tả hoạt động :
Động cơ thông qua bộ truyền đai làm quay trục 1 có lắp bánh răng nghiềng cấp
nhanh ,sau đó làm quay trục 2 chứa bánh răng nghiêng cấp chậm , tiếp tục truyền
động cho trục 3 làm quay khớp nối .
CHƯƠNG 2
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ 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…
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 2
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
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
- 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.
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 3
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
2.1.2. Tính chọn động cơ
Nếu gọi : Nlv là công suất làm việc của băng tải
No là công suất cần thiết kế của bộ truyền
η là hiệu suất truyền động.
Thì : No = Nlv/η
Trong đó : Nlv =
kw78,4
1000
84,1.2600
1000

pvl
==
Ta chọn : η
1
= 0,95 là hiệu suất bộ truyền đai
η
2
= 0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
η
3
= 0,99 là hiệu suất một cặp ổ lăn
η
4
= 0,97 là hiệu suất khớp nối.
Ta được : η = η
1
η
2
2
η
3
4
η
4
= 0,859
⇒ N
o
=
kw57,5
859,0

784,4
=
Ta cầnn phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm > No. Trong tiêu
chuẩn động cơ điện có nhiều loại thõa mãn điều kiện này. Theo TKCTM bảng 2P ta
chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-52-4 có :
Công suất động cơ : Nđm = 7,5kw
Số vòng quay của động cơ :n =1460 vòng/phút
Hiệu suất động cơ : ηđc = 88,5
Khối lượng động cơ m = 93 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.
2.2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung : i = n/nt.
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 4
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Trong đó nt là số vòng quay dẫn động .
100.60

V
t
nD
π
=
⇒ nt =
100
.350
1000.60.84,1
.D
v.60.1000
==

ππ
vòng/phút
Ta có : i = ing.it = ing.in.nc
• ing là tỷ số truyền của bộ truyền đai
• it là tỷ số truyền của hộp giảm tốc
• in tỷ số truyền cấp nhanh
• ic là tỷ số truyền cấp chậm.
Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chất
lượng của bộ truyền cơ khi. Việc phân phối it cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc
(quan hệ giữa in và ic) theo nguyên tắc:
• kích thước và trọng lượng của hộp giảm tốc là nhỏ nhất
• điều kiện bôi trơn tốt nhất.
Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển 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 , ta phân phối in > ic
Trong bộ truyền này ta chọn in = 1,16ic.
Chọn : ic = 2,5 ⇒ in = 2,9
⇒ ing = id = i/(in.ic) = 2
2.3. Số vòng quay của các trục
út252vòng/ph
2,9
703
n
i
I
n
II
n
út730vòng/ph
2

1460
a
i
n
I
n
===
===
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 5
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
hút100voìng/p
2,5
252
i
n
n
C
II
III
===
2.4. Công suất trên các trục
4,88Kw0,975,08.0,99.
3
η
2.
.η
II
N
III
N

5,08Kw0,975,29.0,99.
3
.η
2
.η
I
N
II
N
5,29Kw5,57.0,95
1
No.η
I
N
===
===
===
2.5. Monen xoắn trên các trục
466040Nmm
100
.4,889,55.10
n
.N9,55.10
M
192516Nmm
252
.5,089,55.10
n
.N9,55.10
M

69205Nmm
730
.5,299,55.10
n
.N9,55.10
M
34634Nmm
1460
.5,579,55.10
n
.N9,55.10
M
6
III
III
6
XIII
6
II
II
6
XII
6
I
I
6
XI
6
âC
âC

6
XâC
===
===
===
===
Bảng thống kê số liệu tính được :
Trục động cơ I II II
i Ing = 2 in = 2,9 ic = 2,5
n(vòng/phút) 1460 730 252 100
N(kw) 5,57 5,29 5,08 4.88
Mx(Nmm) 34634 69205 192516 466040
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 6
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 7
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
CHƯƠNG 3
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI NGOÀI
Truyền động đai được dung để dẫn truyền giữa cá 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 vì có trượt giữa đai và bánh nên tỷ số truyền không ổn định.
Bộ truyền đai thang có tỷ số truyền không lớn. theo yêu cầu tiêu chuẩn thiết kế,
bộ truyền cần thiết kế có tỷ số truyền i = ing = 2. Công suất cần truyền bằng công suất
động điện 7,5 kw. Số vòng quay trục dẫn n = nđc = 146 vòng/phút. Kiểu truyền động
thường.
3.1. Chọn loại đai
Giả thiết vận tốc của đai v > 5m/s. với công suất động cơ 7,5 kw ta có thể sử
dụng đai loại B hoặc E. ở đây ta tính toán cho cả hai loại đai và chọn loại thích hợp
hơn.
Theo bảng 5-11.

đai
kí hiệu B E
a
o
h
o
a
h
F(mm
2
)
19
4,8
22
13,5
230
14
4,1
17
10,5
138
r
ao
ho
a
h
3.2. Định đường kính bánh đai
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 8
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Theo bảng 5-14 Đối với đai loại B chọn D1 = 200mm

Đối với đai loại E chọn D1 = 140mm
Vận tốc của đai :
smDD
nD
v /0765,0.
1000.60
1460.
1000.60
11
11
===
π
π
D1 = 200mm ⇒ v = 15,29 m/s
D1 = 140mm ⇒ v = 10,7m/s.
Ta có v < vmax = (30÷35)m/s ⇒ vận tốc đai thỏa mãn điều kiện.
Đường kính bánh đai lớn :
D
2
= i.D
1
(1-ξ) : ξ là hệ số trượt của đai.
Với đai thang ξ = 0,02
⇒ D2 = 2,006(1-0,02).D1 = 1,966.D1
Đường kính đai lớn D2 chọn theo tiêu chuẩn bảng 5-15.
D1 = 200mm ⇒ D2 = 400mm
D1 = 140mm ⇒ D2 = 280mm
Số vòng quay thực của trục bị dẫn :
phútvòngn
D

D
n /4,7141460).02,01.(5,0)1(
1
2
1
'
2
=−=−=
ξ
Tỷ số truyền thực tế :
i’ =
04,2
4,715
1460
'
2
1
==
n
n
.
3.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục
Theo bảng 5-16 chọn A = 1,2D
2
mm loại B 480mm loại E 336mm
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 9
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Theo khoảng cách trục A sơ bộ ta xác định được L
A
DD

DDAL
4
)(
)(
2
2
2
12
12
−
+++=
π
Đai B :

.1923
480.4
)200400(
)200400(
2
480.2
2
mmL =
−
+++=
π
Đai E :
.1349
280.4
)140280(
)140280(

2
336.2
2
mmL =
−
+++=
π
Theo bảng 5-12, lấy L theo tiêu chuẩn loại B 1900mm loại E 1360
Kiểm tra số vòng chạy của đai trong 1 giây :
u = v/L l
oại B 8,05 loại E 7,86
u < u
max
= 10 ⇒ thõa mãn.
Khoảng cách trục A được xác định chính xác theo L tiêu chuẩn :
[ ]
8
)(8)(.2)(.2
2
12
2
1212
DDDDLDDL
A
−−+−++−
=
ππ
Đai B :
[ ]
mmA 468

8
)200(8)600(1900.2)600(1900.2
2
2
=
−−+−
=
ππ
Đai E :
[ ]
mmA 343
8
)140(8)420(1360.2)420(1360.2
2
2
=
−−+−
=
ππ
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 10
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Kiểm tra điều kiện của khoảng cách trục A :
0,55(D
1
+D
2
)+h ≤ A ≤ 2(D
1
+D
2

).
Đai B : 0,55(200+400) + 13,5 ≤ 460 ≤ 2(140+280)
Đai E : 0,55(140+280)+ 10,5 ≤ 343 ≤ 2(140+280)
⇒ thõa mãn
Khoảng cách nhỏ nhât để mắc đai :
A
min
= A – 0,015.L mm loại B 439,5mm loại E 323mm
Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng :
A
max
= A + 0,03.L mm loại B (525mm) loại E (384mm)
Vậy bánh đai có thể dịch chỉnh khoảng cách trục từ A
min
đến A
max
3.4. Kiểm tra góc ôm



−
+=
−
−=
A
A
DD
A
A
DD

o
o
.18 0
.18 0
12
2
12
1
α
α
loại B (155
o
) loại E
(156
o
)
Thõa mãn : 
1
> 120
o
.
3.5. Xác định số đai cần thiết
Gọi Z là loại số đai cần thiết :
[ ]
FCCCv
N
Z
vt
o
p

α
σ
.
.1000
=
Chọn ứng suất căng ban đầu σ
o
= 1,2 N/mm
2
.
Theo bảng 5-17 ta có được
[σ
o
] N/mm
2
= 1,51
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 11
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
C
t
= 0,8
C

= 0,92
C
v
= 0,94
Đai B :
04,2
230.94,0.92,0.8,0.51,1.29,15

5,7.1000
==Z
Đai E :
57,2
138.00,1.92,0.8,0.51,1.70,10
5,7.1000
Z ==
Số đai cần chọn : đai B = 2, đai E = 3
3.6. Định kích thước chủ yếu của bánh đai
Hình 2 : bánh đai
Kích thước rãnh bánh đai theo bảng 10-3 :
t 26 20
s 17 12,5
h
o
6 5
e 21 16
Chiều rộng bánh đai :
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 12
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
B = (Z-1).t + 23 mm 60 63
Đường kính ngoài của bánh đai
D
n1
= D
1
+ 2h
o
mm 212 150
D

n2
= D
2
+ 2h
o
mm 412 290
Đường kính trong của bánh đai
D
t1
= Dn
1
+ 2emm 170 118
D
t2
= Dn
2
+ 2emm 370 258
Đường kính may ơ : d
1
= (1,8÷2).d
Chiều dài may ơ : l = (1,5÷2).d
3.7. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu đối với mỗi đãi :
S
o
= σ
o
.F 276N 118N
Lực tác dụng lên trục :
R = 3S.Zsin(

1
/2) 276N 118N
Kết luận : chọn kiểu án dung bộ truyền đai loại E vì có kích thước nhỏ gọn hơn
vận tốc truyền động nhỏ hơn tuy rằng phải dung nhiều dây đai nên bề rộng bánh đai
tương đối lớn.
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 13
Đồ 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. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ thẳng răng nghiêng cấp nhanh
4.1.1. Chọn vật liệu làm bánh răng
Bánh răng nhỏ : chọn thép tôi 45 tôi cải thiện có :
σ
b
= 800 N/mm
2
; σ
ch
= 450 N/mm
2
: HB = 210.
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (60÷90)mm.
Bánh răng lớn : chọn thép tôi 35 tôi cải thiện 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.
4.1.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
a) ứng suất tiếp xúc của bánh lớn :
số chu kì tương đương của bánh lớn :
∑
=
ii
3
maxitd2
.Tn)/M(M60uN
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 nhât tác dụng lên bánh răng
u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng .
N
td2
= 60.1,5.320.16(715,4/2,9).[1
3
.0,5+(0,6)
3

.0,5]= 23.10
7
> N
o
Như vậy số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ :
N
td1
= N
td2
.i
n
> N
o
Do đó hệ số chu kì ứng suất k
’
N
của cả hai bánh đều bằng 1.
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 14
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Theo bảng 3-9 : [σ]
Notx
= 2,6.HB
[σ]
tx
= [σ]
Notx
.k’
N
Ứng suất tiếp tiếc cho phép của bánh lớn : [σ]
tx2

= 2,6.170 = 442 N/mm
2
Ứng suất tiếp tiếc cho phép của bánh lớn : [σ]
tx2
= 2,6.210 = 546 N/mm
2
Để tính sức bền ta dung trị số nhỏ : [σ]
tx2
= 442 N/mm
2
b) ứng suất uốn cho phép :
số chu kì tương đương của bánh lớn :
N
td2
= 60.1,5.320.16(715,4/2,9).[1
6
.0,5+(0,6)
6
.0,5]=19,83.10
6
⇒ N
td1
= 2,9.19,83.10
6
.
Cả N
td1
và N
td2
> N

o
do đó k”
N
= 1
[σ]
u
=
σ
σ
kn
k
N
.
.5,1
''
1−
do rằng chịu ứng suất thay đổi mạch động.
Giới hạn mõi uốn của thép 45 : σ
-1
= 0,43.800 = 344N/mm
2
Giới hạn mõi uốn của thép 35 : σ
-1
= 0,43.500 = 215N/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
=
2
91,1N/mm1
1,5.1,8
1,5.344
=
Bánh lớn : [σ]
u2
=
2
19,1N/mm1
1,5.1,8
1,5.215
=
4.1.3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k
K = 1,3
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 15
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
4.1.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
Ψ
A
= b/A = 0,4.
4.1.5. Xác định khoảng cách trục
3
2A
2
tx
6
.θθ.ψ

k.N
.
.i[σσ
1,05.10
1)(iA








+≥
Ѳ’ là 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 Ѳ’ = 1,25.
130mm.
520,4.1,25.2
1,3.5,29
.
442.2,9
1,05.10
1)(2,9A
3
2
6
=









+≥
Lấy A = 150mm
4.1.6. Tính vận tốc v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ :
2,88m/s
1),960.1000.(2
02.π.π.150.
1)60.1000(i
1
2.π.π.A
v =
+
=
+
=
Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác 9
4.1.7 định chính xác hệ số tải trọng k
Hệ số tải trọng k được tính theo công thưc : k = k
tt
,k
đ
K
tt
hệ số tấp trung tải trọng.
K

đ
hệ số tải trọng động.
Chiều rộng bánh răng : b = Ψ
A
.A = 1,4.150 = 60mm
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ :
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 16
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
mm
i
A
d 77
19,2
150.2
1
.2
1
=
+
=
+
=
Do đó : Ψ
A
= b/d
1
= 0,78.
Tra bảng 3-12 ta tìm được k
ttbang
= 1,13

Hệ số tập trung tải trọng thực tế : k
tt
= (1,13+1)/2 = 1,065.
Giả sử : b >
sinβ
n
2,5.m
theo bảng 3-14 ta tìm được k
đ
= 12
Hệ số tải trọng k = k
tt
.k
đ
= 1,276.
K ít khác với trị số chọn sơ bộ nên khong cần tính lại khoảng cách trục A.
Như vậy lấy chính xác A = 150mm
4.1.8. xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng
Modun pháp m
n
= (0,01÷0,02).A = (1,5÷3) mm
Theo bảng 3-1 chọn m
n
= 2
Sơ bộ chọn góc nghiêng  = 10
o
Tổng số răng của hai bánh :
148
2
10cos.150.2cos 2

21
===+=
o
n
t
m
A
ZZZ
β
Số răng bánh nhỏ :
9,37
19,2
148
1
1
=
+
=
+
=
i
Z
Z
t
lấy Z
1
= 38
Số răng bánh lớn :
Z
2

= Z
1
.i = 2,9.38 = 110.
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 17
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Tính chính xác góc nghiêng :
cosβ =
98667,0
150.2
2.148
.2
.
==
A
mZ
nt
4.1.9. kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Tính số răng tương đương : Z
td
=Z/cos
3

Bánh nhỏ : Z
td
= 38/(0,98667)
3
= 40
Bánh lớn : Z
td
= 110/(0,98667)

3
= 115
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18 :
Y
1
= 0,476
Y
2
= 0,517 lấy Ѳ’’ = 1,5
Đối với bánh răng nhỏ :
2
2
6
11
2
n1
6
u1
24,79N/mm
.1,5.38.730.600,476.2
.1,3.5,2919,1.10
'.b.θb.n.Z.my
.k.N19,1.10
σ ===
<
[σ]
u1
Đối với bánh răng lớn :
σ
u2

= σ
u1
.y
1
/y
2
=22,82 < [σ]
u2
4.1.10. kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột :
Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ]
txat
= 2,5[σ]
notx
Bánh nhỏ : [σ]
txat1
= 2,5.546 = 1365 N/mm
2
Bánh lớn : [σ]
txat2
= 2,5.442 = 1105 N/mm
2
Ứng suất tiếp uốn cho phép : [σ]
uat
= 0,8σ
ch
Bánh nhỏ : [σ]
uat1
= 0,8.450 = 360 N/mm
2
Bánh lớn : [σ]

uat2
= 0,8.260= 208 N/mm
2
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 18
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Kiểm tra sức bền tiếp xúc :
II
Iqt
3
6
txqt
θ'.b.n
.N.k1)(2,9
150.2,9
1,05.10
σ
+
=
k
qt
= 14
2
36
txqt
372N/mm
1,2.60.252
.1,4.5,293,9
150.2,9
1,05.10
σ ==

σ
txqt
< 1105 N/mm
2
⇒ thõa mãn .
Kiểm tra sức bền uốn : σ
uat
= k
at.
σ
u
Bánh nhỏ : σ
txat1
= 24,79.1,4 = 34,7 N/mm
2
< [σ]
uat1
Bánh lớn : σ
txat2
= 22,82.1,4 = 32 N/mm
2
< [σ]
uat2
4.1.11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền :
Modun pháp : m
n
= 2mm
Số răng : Z
1
= 38 Z

2
= 110
Góc ăn khớp : 
n
= 20
o
Góc nghiêng :  =9
o
22’
Đường kính vòng chia : d
1
= 2.38/cos = 77mm; d
2
= 2.110/cos = 223mm
Khoảng cách trục : A = 150 mm
Bề rộng bánh răng : b = 60
Đường kính vòng đỉnh : d
e1
= 77 + 2.2 = 81mm
d
e2
= 223 + 2.2 = 227mm
Đường kính vòng chân : d
i1
= 77 – 2,5.2 = 72mm
D
i2
= 223 + 2,5.2 = 218mm
4.1.12. Tính lực tác dụng lên trục
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 19

Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần chính : lực vòng P, lực
hướng tâm và lực dọc trục Pa.
Lực vòng :
N
d
Mx
P 1798
730.77
29,5.10.55,9.2,2
6
===
Lực hướng tâm :
N
tg
tgP
n
663
cos
20.1798
cos
.
Pr
0
===
ββ
α
Lực dọc trục :
Pa = P.tag = 1798.tag = 296 N
Hình 4.1. Biểu diễn lực tác dụng trên bánh răng cấp nhanh.

4.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
4.2.1 Chọn vật liệu làm bánh răng
Bánh răng nhỏ : chọn thép tôi 45 thường hóa có :
σ
b
= 600 N/mm
2
; σ
ch
= 300 N/mm
2
: HB = 210.
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (60÷90)mm.
Bánh răng lớn : chọn thép tôi 35 thường hóa có :
σ
b
= 500 N/mm
2
; σ
ch
= 260 N/mm
2
: HB = 170.
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 20
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100÷300)mm.
4.2.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
a) ứng suất tiếp xúc của bánh lớn :
số chu kì tương đương của bánh lớn :
∑

=
ii
3
maxitd2
.Tn)/M(M60uN
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 nhât tác dụng lên bánh răng
u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng .
N
td2
= 60.1,5.320.16.100.[1
3
.0,5+(0,6)
3
.0,5]= 9,34.10
7
> N
o
Như vậy số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ :
N
td1

= N
td2
.i
n
> N
o
Do đó hệ số chu kì ứng suất k
’
N
của cả hai bánh đều bằng 1.
Theo bảng 3-9 : [σ]
Notx
= 2,6.HB
[σ]
tx
= [σ]
Notx
.k’
N
Ứng suất tiếp tiếc cho phép của bánh lớn : [σ]
tx2
= 2,6.170 = 442 N/mm
2
Ứng suất tiếp tiếc cho phép của bánh lớn : [σ]
tx2
= 2,6.210 = 546 N/mm
2
Để tính sức bền ta dung trị số nhỏ : [σ]
tx2
= 442 N/mm

2
b) ứng suất uốn cho phép :
số chu kì tương đương của bánh lớn :
N
td2
= 60.1,5.320.16.100.[1
6
.0,5+(0,6)
6
.0,5]=80,4.10
6
⇒ N
td1
= 2,9.80,4.10
6
.= 201.10
6
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 21
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Cả N
td1
và N
td2
> N
o
do đó k”
N
= 1
[σ]
u

=
σ
σ
kn
k
N
.
.5,1
''
1−
do rằng chịu ứng suất thay đổi mạch động.
Giới hạn mõi uốn của thép 45 : σ
-1
= 0,43.600 = 258N/mm
2
Giới hạn mõi uốn của thép 35 : σ
-1
= 0,43.500 = 215N/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
=
2
43,1N/mm1
1,5.1,8
1,5.258

=
Bánh lớn : [σ]
u2
=
2
19,1N/mm1
1,5.1,8
1,5.215
=
4.2.3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k
K = 1,3
4.2.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
Ψ
A
= b/A = 0,4.
4.2.5. Xác định khoảng cách trục
3
2
6

.
.
.][
10.05,1
)1(
IIIA
II
ctx
c
n

Nk
i
iA
θψσ








+≥
Ѳ’ là 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 Ѳ’ = 1,25.
166mm.
000,4.1,25.1
1,3.5,08
.
442.2,5
1,05.10
1)(2,5A
3
2
6
=









+≥
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 22
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Lấy A = 170mm
4.2.6. Tính vận tốc v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng :
Vận tốc vòng của bánh răng trụ :

sm
i
nA
v
c
II
/28,1
)15,2.(1000.60
252.170 2
)1(1000.60
2
=
+
=
+
=
π
π
Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác 9

4.2.7 Định chính xác hệ số tải trọng k :
Hệ số tải trọng k được tính theo công thưc : k = k
tt
,k
đ
K
tt
hệ số tấp trung tải trọng.
K
đ
hệ số tải trọng động.
Chiều rộng bánh răng : b = Ψ
A
.A = 1,4.170 = 68mm
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ :
mm
,
.
i
.A
d
c
97
152
1702
1
2
3
=
+

=
+
=
Do đó : Ψ
A
= b/d
1
= 0,7
Tra bảng 3-12 ta tìm được k
ttbang
= 1,15
Hệ số tập trung tải trọng thực tế : k
tt
= (1,13+1)/2 = 1,075
Giả sử : b >
sinβ
n
2,5.m
theo bảng 3-14 ta tìm được k
đ
= 1,2
Hệ số tải trọng k = k
tt
.k
đ
= 1,29.
K ít khác với trị số chọn sơ bộ nên khong cần tính lại khoảng cách trục A.
Như vậy lấy chính xác A = 170mm
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 23
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

4.2.8. Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng :
Modun pháp m
n
= (0,01÷0,02).A = (1,7÷3,4) mm
Theo bảng 3-1 chọn m
n
= 2,5
Sơ bộ chọn góc nghiêng  = 10
o
Tổng số răng của hai bánh :
134
5,2
10cos.170.2cos 2
43
===+=
o
n
t
m
A
ZZZ
β
Số răng bánh nhỏ :

3,38
15,2
134
1
3
=

+
=
+
=
c
t
i
Z
Z
lấy Z
1
= 38
Số răng bánh lớn :
Z
2
= Z
1
.i = 2,5.38 = 95.
Tính chính xác góc nghiêng :
cosβ =
985,0
170.2
5,2.134
.2
.
==
A
mZ
nt
4.2.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Tính số răng tương đương : Z
td
=Z/cos
3

Bánh nhỏ : Z
td
= 38/(0,985)
3
= 40
Bánh lớn : Z
td
= 110/(0,985)
3
= 99
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18 :
Y
1
= 0,476
Y
2
= 0,517 lấy Ѳ’’ = 1,5
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 24
Đồ án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Đối với bánh răng nhỏ :
2
2
6
11
2

n1
6
u1
43,4N/mm
.1,5.38.252.680,476.2,5
.1,3.5,0919,1.10
'.b.θb.n.Z.my
.k.N19,1.10
σ ===
<
[σ]
u1
Đối với bánh răng lớn :
σ
u2
= σ
u1
.y
1
/y
2
=40 < [σ]
u2
4.2.10. kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ]
txat
= 2,5[σ]
notx
Bánh nhỏ : [σ]
txat1

= 2,5.520 = 1300 N/mm
2
Bánh lớn : [σ]
txat2
= 2,5.442 = 1105 N/mm
2
Ứng suất tiếp uốn cho phép : [σ]
uat
= 0,8σ
ch
Bánh nhỏ : [σ]
uat1
= 0,8.300 = 240 N/mm
2
Bánh lớn : [σ]
uat2
= 0,8.260= 208 N/mm
2
Kiểm tra sức bền tiếp xúc :
II
Iqt
3
6
txqt
θ'.b.n
.N.k1)(2,9
150.2,9
1,05.10
σ
+

=
k
qt
= 14
2
36
txqt
468N/mm
1,2.68.100
.1,4.5,093,5
150.2,5
1,05.10
==
σ
σ
txqt
< 1105 N/mm
2
⇒ thõa mãn .
Kiểm tra sức bền uốn : σ
uat
= k
at.
σ
u
Bánh nhỏ : σ
txat1
= 24,79.1,4 = 34,7 N/mm
2
< [σ]

uat1
Bánh lớn : σ
txat2
= 22,82.1,4 = 32 N/mm
2
< [σ]
uat2
SVTH: Nguyễn Trọng Tuấn Anh - 11CDT1Trang 25