CHỌN ĐỘNG cơ và PHÂN PHỐI tỷ số TRUYỀN

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. Chọn động cơ:
1. Xác định công suất động cơ:
Hiệu suất chung của hệ thống: η
c
= η
đ
. η
br
2
. η
ol
3
. η
kn
- Hiệu suất bộ truyền đai: η
đ
= 0,97
- Hiệu suất bộ truyền bánh răng: η
br
= 0,97
- Hiệu suất một cặp ổ lăn: η
ol
= 0,995
- Hiệu suất khớp nối: η
kn
= 0,995
=> η
c
= 0,95 . 0,97

2
. 0,995
3
. 0.995 = 0,876
Công suất cần thiết trên trục động cơ điện:
( )
5,7
6,5
0,87
yc
ct
c
kw
P
P
η
= = =
Ta có:
P
ct
> P
yc
=> P
ct

≥
6,5 (kw)
Số vòng quay trục khuấy: n
tk
= 65 (Vòng/phút)

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n
đcsb
= n
lv
. u
sb
= n
tk
. u
h
. u
d
Trong đó:
u
h
: Tỉ số truyền trung bình của hộp giảm tốc.
u
d
: Tỉ số truyền của bộ truyền đai.
Truyền động bánh răng trụ trong hộp giảm tốc hai cấp: u
h
= 8 ÷ 40
Truyền động đai: u
d
= 2
=> n
đcsb
= 65 . 10 . 2 = 1300 (vòng/phút)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n
đc

= 1500 (vòng/phút)
Chọn loại động cơ che kín có quạt gió (Bảng P1.3 [1]).
Kí hiệu: 4A132M4Y3
11( )
1458( / )
P kw
n vong phut
=


=


Kí hiệu
Công
Suất
N
(vòng/phút
)
Cosφ
góc lệch pha
Hiệu Suất
η %
T
max
/T
đm
T
min
/T

đm
T
m
/T
đm
4A132M4Y3 11 1458 0,87 87,5 2,2 0,8 2,0
2. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:
dc dc
dm bd
I P
≥
- P
đc
đm
: Là công suất mở máy của động cơ.
ax
. 2,2.11 24,2 ( )
dc dc
m
dm mm
dm
kw
T
P P
T
= = =
- P
đc
bđ
: Là công suất ban đầu của động cơ.

. 2.5,7 11,4 ( )
dc dc
m
bd lv
dm
kw
T
P P
T
= = =
- Momen động cơ:
9550.
9550.11
72,05 ( )
1458
dc
dc
dc
Nm
P
T
n
= = =
- Momen mở máy:
2 .2 72,05.2 144,1
m
m dc
dc
T
T T

T
= ⇒ = = =
- Momen lớn nhất:
max
2,2. 2,2.72,05 158,51 ( )
dc
Nm
T T
= = =
- Momen nhỏ nhất:
0,8. 0,8.72,05 57,64 ( )
min dc
Nm
T T
= = =
3. Kiểm nghiệm điều kiện quá tải cho động cơ:
P
kn
= P
đc
. Cosφ
≥
P
ct
= 11 . 0,87 = 9,57 (kw)

P
kn
= 9,57 (kw) > P
ct

= 6,5 (kw).
II. Phân phối tỷ số truyền:
1. Tỷ số truyền chung của cả hệ thống:
1458
22,43
65
dc
yc
u
n
n
= = =
Mặt khác: u
d
. u
nhanh
. u
chậm
Trong đó:
u
d
: Tỷ số truyền của bộ truyền đai.
u
nhanh
: Tỷ số truyền của bộ bánh răng câp nhanh.
u
chậm
: Tỷ số truyền của bộ bánh răng cấp chậm.
(Dựa vào bảng 2.2 [1]) ta chọn tỷ số truyền đai:
u

d
= 2
=> u
d
. u
nhanh
. u
chậm
= 22,43
<=> u
nhanh
. u
chậm
=
22,43 22,43
11,215
2
d
u
= =
Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp
ngâm dầu ta chọn:
u
nhanh
= (1,2 ÷ 1,3) . u
chậm
<=> u
nhanh
= 1,3 . u
chậm

<=> u
chậm
=
11,215
2,937
1,3
=
=> u
nhanh
= 1,3 . 2,937 = 3,818
2. Trên trục I:
P
I
= P
ct
. η
d
. η
ol
= 6,5 . 0,95 . 0,995 = 6,144 (kw)
1458
728 ( / )
2
dc
I
d
n vong phut
n
u
= = =

6
6
9,55.10 . 9,55.10 .6,144
80597,8022 ( )
728
I
I
I
P
T N
n
= = =

3. Trên trục II:
P
II
= P
I
. η
br
. η
ol
= 6,144 . 0,97 . 0,995 = 5,93 (kw)
728
190,676 ( / )
3,818
I
II
nhanh
n

n vong phut
u
= = =
6
6
9,55.10 . 9,55.10 .5,93
297003,818 ( )
190,676
II
II
II
P
T N
n
= = =
4. Trên trục III:
P
III
= P
yc
= 5,7 (kw)
n
III
=
â
190,676
64,92
2,937
II
ch m

n
u
= =
(vòng/phút)
T
III
=
6
6
9,55.10 .
9,55.10 .5,7
838493,5305 ( )
64,92
III
III
P
N
n
= =
Trục
Thông số
Trục động cơ I II III
I u
d
= 2 u
nhanh
= 3,818 u
chậm
= 2,937
N (vòng/phút) 1458 728 190,676 64,92

P (kw) 11 6,144 5,93 5,7
T (N/mm) 80597,8022 297003,818 838493,5305

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
I. Chọn loại đai : (Dựa vào bảng 5.13 [1])
Giả thiết vận tốc đai: V = 5 ÷ 10 (m/s)
Công suất nằm trong khoảng: 7,5 ÷ 15 (kw)
Chọn loại đai thang, kí hiệu: Б
Theo bảng: Kích thước mặt cắt, chiều dài đai, đường kính đai.
Dạng
đai
Kí
hiệu
b
(mm)
b
o
(mm)
h
(mm)
Y
o
(mm)
A
(mm
2
)
Chiểu dài
l
(mm)

Б
(N/m)
d
1
(mm)
Đai
Thang
Б 14 17 10,5 4 138 800÷1300 1,2 140÷280
II. Xác định thông số bộ truyền :
1. Đường kính đai nhỏ:
d
1
= 1,2 . d
min
= 1,2 . 140 = 168 (mm)
Dựa vào bảng tiêu chuẩn chọn: d
1
= 180 (mm)
2. Vận tốc đai:
V =
1 1
. .
.180.1458
13,73 ( / )
60.1000 60.1000
d n
m s
π
π
= =

3. Đường kính bánh đai lớn:
d
2
= u
d
. d
1
. (1 -
ζ
)
ζ
: Hệ số trượt tương đối.
Ta có:
ζ
= 0,01 ÷ 0,02
=> Chọn
ζ
= 0,02
=>d
2
= 2 . 180 . (1 – 0,02) = 352,8 (mm)
Dựa vào bảng tiêu chuẩn kích thước bánh đai chọn: d
2
= 360 (mm).

4. Tỷ số truyền thực tế:
2
1
360
2,04

.(1 ) 180.(1 0,02)
t
d
u
d
ζ
= = =
− −
=> Sai lệch tỷ số truyền:
.100% 2% 4%
t d
d
u u
u
u
−
∆ = = 〈
5. Khoảng cách trục:
2 . (d
1
+ d
2
) ≥ a ≥ 0,55 . (d
1
+ d
2
) + h
<=> 2 . (180 + 360) ≥ a ≥ 0,55 . (180 + 360) + 10,5
<=> 1080 ≥ a ≥ 307,5
(Bảng 4.12 trang 60 Sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí tập 1)

Ta chọn: a
sb
= 1,2 . d
2
= 1,2 . 360 = 432 (mm)
6. Chiều dài đai:
2
1 2 1 2
2
.( ) ( )
2.
2 4.
.(180 360) (180 360)
2.432 1730,55 ( )
2 4.432
sb
sb
d d d d
L a
a
mm
π
π
+ −
= + +
+ −
= + + =
Theo bảng 4.13 trang 59 (Sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí tập 1) ta chọn:
L = 2000 (mm) = 2 (m).
Kiểm nghiệm tuổi thọ của đai:

1
ax
10( )
m
v
L i i s
u
−
〉 ⇔ ≤ =
7. Số vòng quay của đai trong 1s:
1 1
13,73
6,865( ) 10( )
2
v
i s s
L
− −
= = = 〈
Điều kiện được thỏa.

8. Tính lại khoảng cach trục a:
2 2
8.
4
k k
a
+ − ∆
=
Trong đó:

1 2
2 1
2 2
.( )
.(180 360)
2000 1152,2 ( )
2 2
360 180
90 ( )
2 2
1152,2 1152,2 8.90
568,9 ( )
4
d d
k L mm
d d
mm
a mm
π
π
+
+
= − = − =
−
−
∆ = = =
+ −
⇒ = =
Vậy giá trị a thỏa mãn cho phép.
9. Góc ôm α

1
trên bánh đai nhỏ:
0 0 0 0 0
2 1
1
360 180
180 57 . 180 57 . 161,965
568,9
d d
a
α
− −
= − = − =
10.Số dây đai z:
[ ]
1
0
. . . . . .
u L z r v
P
z
P C C C C C C
α
≥
Với:
- Hệ số xét ảnh hưởng góc ôm đai:
Tra bảng 5.18 [1], hệ số C
α
ảnh hưởng góc ôm: C
α

= 0,95
- Hệ số xét ảnh hưởng vận tốc:
Tra bảng 5.19 [1], chọn C
v
= 0,94
- Hệ số xét ảnh hưởng tỷ số truyền:
Tra bảng 4.17 trang 61 Hệ Dẫn Động Cơ Khí tập 1, chọn C
u
= 1,13
- Hệ số xét ảnh hưởng số dây đai: C
z
= 1
- Hệ số xét ảnh hưởng chế độ tải trọng:
Bảng 4.8 trang 148 Cơ Sở Thiết Kế Máy, tải trọng va đập nhẹ C
r
= 0,85

- Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai:
6
6
0
2000
0,98
2240
L
L
C
L
= = =
- P

ct
= 6,5 (kw)
- Tra bảng 4.19 trang 62 Hệ Dẫn Động Cơ Khí tập 1, P
0
= 4,61 (kw)
Ta được:
6,5
1,677
4,61.0,95.1,13.0,98.1.0,85.0,94
z ≥ =
Chọn z = 2
11.Chiều rộng bánh đai:
B = (z – 1).t + 2.s
Tra bảng 10.3 trang 257 [1] ta được:
t = 20
s = 12,5
=> B = (2 – 1).20 + 2.12,5 = 45 (mm)
12.Đường kính ngoài bánh đai nhỏ:
D
n1
= D
1
+ 2.h
0
Tra bảng 10.3 trang 257 [1], có: h
0
= 5
=> D
n1
= 180 + 2.5 = 190 (mm)

13.Đường kính ngoài bánh đai lớn:
D
n2
= D
2
+ 2.h
0
= 360 + 2.5 = 370 (mm)
14.Lực căng ban đầu:
F
0
= z . A . σ
0
Trị số ứng suất có ích cho phép của đai thang σ
0
= 1,2 (N/mm
2
)
=> F
0
= 2 . 138 . 1,2 = 331,2 (N)
Lực căng mỗi đai: F
0mđ
=
0
2
F
= 165,6 (N)

15.Lực vòng có ích:

1
1000.
1000.6,5
473,4 ( )
13,73
t
P
F N
v
= = =
Lực vòng mỗi đai:
F
tmđ
=
473,4
236,7 ( )
2 2
t
F
N= =
16.Lực tác dụng lên trục:
1
0
161,965
2. . 2.331,2. 654,213 ( )
2 2
r
F F Sin Sin N
α
 

 
= = =
 ÷
 ÷
 
 
Bảng thông số tỷ số truyền đai:
Thông số bộ truyền đai Giá trị
Đường kính bánh đai nhỏ d
1
(mm) 180
Đường kính bánh đai lớn d
2
(mm) 360
Chiều dài đai L (mm) 2000
Khoảng cách trục a (mm) 568,9
Góc ôm bánh đai nhỏ α
1
161,965
0
Số dây đai z 2
Lực căng đai ban đầu F
0
(N) 331,2
Lực vòng có ích F
t
(N) 473,4
Lực tác dụng lên trục F
r
(N) 654,213

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh :
1. Yêu cầu làm việc đối với bộ truyền bánh răng cấp nhanh. Do bộ truyền trong của hộp
giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau trong điều kiện che kín và được
bôi trơn đầy đủ, cho nên dạng hỏng chủ yếu mà bộ truyền thường gặp phải là tróc do
mỏi bề mặt răng ăn khớp, làm cho tuổi thọ của cơ cấu giảm xuống rất nhiều. Vì vậy,
ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để ta chọn ứng suất giới hạn [σ]
H
cho phép. Để
tính toán và thiết kế các thông số hình học của cặp bánh răng vừa đáp ứng về yêu cầu
tỷ số truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trong quá trình làm việc trên bề mặt
bánh răng và trong quá trình ăn khớp σ
H
không được lớn hơn σ
H
cho phép.
2. Thiết kế cặp bánh răng cấp nhanh:
- Vật liệu làm bánh răng phải thỏa mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt, để tránh hiện
tượng tróc mỏi dính răng. Về độ bền uốn trong quá trình làm việc, cho nên chọn vật
liệu làm bánh răng thường là thép có nhiệt độ nhiệt luyện hợp lý hoặc được làm bằng
gang hay các vật liệu không kim loại khác.
- Yêu cầu đề bài:
P = 6,144 (kw)
u = 3,818
N = 728 (vòng/phút)
Tuổi thọ: 4000 (h)

- Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
Dựa vào bảng 3.8 [1].

+ Bánh nhỏ:
Thép 45 thường hóa: HB = 220
Đường kính phôi: dưới 100 (mm)
Giới hạn bền kéo: σ
bk
= 600 (N/mm
2
)
Giới hạn bền chảy: σ
ch
= 300 (N/mm
2
)
+ Bánh lớn:
Thép 35 thường hóa: HB = 190
Đường kính phôi: 100 ÷ 300 (mm)
Giới hạn bền kéo: σ
bk
= 500 (N/mm
2
)
Giới hạn bền chảy: σ
ch
= 260 (N/mm
2
)
3. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
3.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng lớn:
2

2
60. . . .
ax
H
m
td i i
i
N u n T
m
M
M
=
 
∑
 ÷
 

Trong đó:
u: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng. u = 1
M
i
: Momen xoắn
M
max
: Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng
T
i
: Tổng số thời gian bánh răng làm việc
T
i

= 4000 (h)
m
H
= 6 (Đối với bánh răng thép)
( )
3 3 3 6
2
728
60.1. 1 .0,4 0,75 .0,3 0,5 .0,3 . .4000 25,8.10
3,818
td
N⇒ = + + =
Theo bảng 3.9 [1], ta có:
N
td2
= 25,8 . 10
6
≥ N
0
= 10
7
(Số chu kỳ cơ sở)
[ ]
( )
0
2
2,6 /
N tx
HB N mm
σ

⇒ =
- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng nhỏ:
N
td1
= N
td2
. i = 23,4 .10
6
. 3,818 = 89,34 .10
6
> N
0
Do đó hệ số K
N
= 1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[ ] [ ]
0
2
2
2
. 2,6.190 494 ( / )
tx N tx
HB N mm
σ σ
= = =
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[ ] [ ]
0
2

1
1
. 2,6.220 572 ( / )
tx N tx
HB N mm
σ σ
= = =
3.2 Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn:
2
60. . . .
max
m
td i i
i
N u n T
M
M
=
 
∑
 ÷
 
Trong đó:
m: Là bậc đường cong mỏi uốn. Đối với thép thường hóa m = 6

( )
6 6 6 6
2
728

60.1. 1 .0,4 0,75 .0,3 0,5 .0,3 . .4000 20,96.10
3,818
td
N⇒ = + + =
6 6
1 2
. 20,96.10 .3,818 80.10
td td
N N i⇒ = = =
Vậy: N
td1
và N
td2
> N
0
3.3 Giới hạn mỏi uốn:
- Thép 45:
2
1.1
0,43. 0,43.600 258( / )
bk
N mm
δ δ
−
= = =
- Thép 35:
2
1.2
0,43.500 215( / )N mm
δ

−
= =
Vì bánh răng quay một chiều nên:
[ ]
( )
1
0
1,4 1,6 . .
.
. .
N
N
u
K
K
n K n K
δ δ
δ
δ
σ
−
÷
= =
Trong đó:
n: Hệ số an toàn n = 1,5
K
σ
: Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K
σ
= 1,8 (Thường hóa)

+ Bánh nhỏ:
[ ]
2
1
1,5.258.1
143 ( / )
1,5.1,8
u
N mm
σ
= =
+ Bánh lớn:
[ ]
2
2
1,5.215.1
119 ( / )
1,5.1,8
u
N mm
σ
= =
3.4 Sơ bộ hệ số tải trọng:
K = K
tt
. K
đ
= 1,3
Trong đó:
K

tt
: Hệ số tập trung tải trọng
K
đ
: Hệ số tải trọng động
3.5 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
0,4
A
b
A
ψ
= =

3.6 Tính khoảng cách trục A:
[ ]
2
3
2
3
6
.
( 1). .
.
6
1,3.6,144
(3,818 1). . 153,68
728
0,4.
3,818
1,05.10

.
1,05.10
494.3,818
A
K P
A u
n
tx
u
ψ
σ
≥ +
≥ + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 ÷
 
Chọn A = 155
3.7 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng:
2. . . 2. .155.728
2,45 ( / )
60.1000.( 1) 60.1000.(3,818 1)
A n
v m s
i
π π

= = =
+ +
Dựa vào bảng tra 3.11 [1], ta có cấp chính xác chế tạo là cấp 9.
3.8 Định chính xác tải trọng K:
- Chiều rộng bánh răng:
. 0,4.155 62 ( )
A
b A mm
ψ
= = =
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
1
1
2.155
64,34 ( )
3,818 1
62
0,96
64,34
d
d mm
b
d
ψ
= =
+
= = =
Theo bảng 3.12 [1], tìm được K
tt bang
= 1,2

- Tìm hệ sô tập trung tải trọng thực tế:
1
1,2 1
1,1
2 2
tt bang
tt
K
K
+
+
= = =
Theo bảng 3.13 [1], tìm được hệ số tải trọng K
đ
= 1,2

- Hệ số tải trọng:
K = K
tt
. K
đ
= 1,1 .1,2 = 1,32
Ít sai khác so với dự đoán (K = 1,3) nên không cần tính lại A.
Chọn A = 155 (mm)
3.9 Xác định modun, số răng:
Modun: m
n
= (0,01 ÷ 0,02).A = (0,01 ÷ 0,02).155 = 1,55 ÷ 3,1
Chọn m
n

= 2,5 (mm) (Bảng 3.1 [1])
Số răng được tính theo công thức:
2.
.( 1)
A
z
m i
=
+
- Số răng bánh nhỏ:
1
2.155
25,74
2,5.(3,818 1)
z = =
+
Chọn z
1
= 26
- Số răng bánh lớn:
Z
2
= i.z
1
= 3,818 . 26 = 99,268
Chọn z
2
= 100
3.10 Kiểm nghiệm sức bền uốn răng:
Theo bảng 3.18 [1], ta có:

y
1
= 0,47
y
2
= 0,517
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ:
[ ]
6 6
2
1 1
2 2
1 1
19,1.10 . . 19,1.10 .1,3.6,144
44,25 ( / )
. . . . 0, 47.2,5 .26.728.62
u u
n
K P
N mm
y m z N b
σ σ
= = = ≤
- Đối với bánh răng lớn:
[ ]
2
1
2 1 2
2
0,47

. 44,25. 40,227 ( / )
0,517
u u u
y
N mm
y
σ σ σ
= = = ≤

7
3.11 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian
ngắn:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
+ Bánh nhỏ:
[σ]
txqt1
= 2,5.[ σ]
tx1
= 2,5 . 572 = 1430 (N/mm
2
)
+ Bánh lớn:
[σ]
txqt2
= 2,5 . 494 = 1235 (N/mm
2
)
- Ứng suất uốn cho phép:
+ Bánh nhỏ:
[σ]

uqt1
= 0,8 . σ
bc1
= 0,8 . 300 = 240 (N/mm
2
)
+ Bánh lớn:
[σ]
txqt2
= 0,8 . σ
bc2
= 0,8 . 260 = 208 (N/mm
2
)
- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc:
3
6
3
6
2
. .
1,05.10
.
. .
.1,8.6,144
1,05.10
. 573,905 ( / )
728
155.3,818
62.

3,818
( 1)
(3,818 1)
qt
tx
K P
A i b N
N mm
i
σ
• =
= =
+
+
[ ]
2
.
573,905. 1,8 769,97 ( / )
txqt tx qt
txqt
K
N mm
σ σ
σ
• =
= = ≤
(Thỏa mãn điều kiện)
- Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức:
σ
uqt

= σ
u
. K
qt
≤ [σ]
uqt
+ Bánh nhỏ:
σ
uqt1
= 44,25 . 1,8 = 79,65 (N/mm
2
) ≤ 240 (N/mm
2
)

+ Bánh lớn:
σ
uqt2
= 40,227 . 1,8 = 72,4 (N/mm
2
) ≤ 208 (N/mm
2
)
- Đường kính vòng chia:
d = m.z
=> d
1
= 2,5 . 26 = 65 (mm)
d
2

= 2,5 . 100 = 250 (mm)
- Đường kính vòng đỉnh:
D
e
= d + 2.m
=> D
e1
= 65 + 2.2,5 = 70 (mm)
D
e2
= 250 + 2.2,5 = 255 (mm)
- Đường kính vòng chân:
D
i
= d – 2,5.m
=> D
i1
= 65 – 2,5.2,5 = 58,75 = 59 (mm)
D
i2
= 250 + 2,5.2,5 = 243,75 = 244 (mm)
3.12 Tính lực tác dụng lên trục:
- Lực vòng:
6
1
6
1
2.
2.9,55.10 .
.

2.9,55.10 .6,144
2479,9( )
65 .728
x
t
M
P
F
d d N
N
= =
= =
- Lực hướng tâm:
0
.
2479,9. 20 902,6( )
r t n
F F tg
tg N
α
=
= =

Bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
Thông số cơ bản Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Khoảng cách trục a 155 mm
Modun bánh răng m
n
2,5 mm
Chiều rộng bánh răng b 62 mm

Các frofin răng α 20 Độ
Thông số bánh răng chủ động
Số răng Z
1
26
Modun bánh răng m
n
2,5 mm
Đường kính vòng chia d
1
65 mm
Đường kính vòng đỉnh D
e1
70 mm
Đường kính vòng đáy D
i1
59 mm
Thông số bánh răng bị động
Số răng Z
2
100
Modun bánh răng m
n
2,5 mm
Đường kính vòng chia d
2
250 mm
Đường kính vòng đỉnh D
e2
255 mm

Đường kính vòng đáy D
i2
244 mm
II. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm :
1. Chọn vật liệu:
- Vật liệu yêu cầu làm bánh răng thỏa mãn yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện
tượng tróc do mỏi, mài mòn… và độ bền uốn trong quá trình làm việc.
- Theo yêu cầu đề bài thì bộ truyền bánh răng cấp chậm phải truyền công suất tối đa
là công suất lớn nhất trục II.
P = 5,93 (kw)
N = 190,676 (vòng/phút)
i = 2,937
T
i
= 4000 (h)

- Bánh nhỏ:
Thép 40X tôi cải thiện:
σ
b
= 850 (N/mm
2
)
σ
ch
= 600 (N/mm
2
)
HB
1

= 270
(Giả thiết đường kính phôi 100 ÷ 300 mm)
- Bánh lớn:
Thép 45 tôi cải thiện:
σ
b
= 750 (N/mm
2
)
σ
ch
= 450 (N/mm
2
)
HB
2
= 250
(Giả thiết đường kính phôi 300 ÷ 500 mm)
2. Định ứng suất cho phép:
- Số chu kỳ làm việc của bánh lớn:
N
2
= 60.u.N.T = 60 . 1 . 190,676 . 4000 = 45,76 . 10
6
- Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
N
1
= N
2
. i = 45,76 . 10

6
. 2,937 = 134,397 . 10
6
Vì N
1
và N
2
đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong
mỏi uốn nên đối với bánh răng lớn và bánh răng nhỏ đều lấy hệ số:
' "
1
N N
K K= =
- Ứng suất cho phép của bánh nhỏ:
[σ]
tx1
= 2,6 . HB
1
= 2,6 . 270 = 702 (N/mm
2
)
- Ứng suất cho phép của bánh lớn:
[σ]
tx2
= 2,6 . HB
2
= 2,6 . 240 = 624 (N/mm
2
)
Để định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở

chân răng K
σ
= 1,8
- Giới hạn mỏi của thép 40X:
σ
-1.1
= 0,43 . σ
b1
= 0,43 . 850 = 365,5 (N/mm
2
)
- Giới hạn mỏi của thép 45:

σ
-1.2
= 0,43 . σ
b2
= 0,43 . 750 = 322,5 (N/mm
2
)
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
[ ]
2
1.1
1
1,5.
1,5.365,5
203 ( / )
. 1,5.1,8
u

N mm
n K
δ
δ
σ
−
= = =
- Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
[ ]
2
1.2
2
1,5.
1,5.322,5
179 ( / )
1,5. 1,5.1,8
u
N mm
K
δ
δ
σ
−
= = =
3. Chọn sơ bộ hệ thống tải trọng:
K = 1,3
4. Chọn hệ sô chiều rộng bánh răng:
ψ
A
= 0,4

5. Tính khoảng cách trục A:
2
3
6
1,3.5,93
( 1). . 181,1678
190,676
0,4.
2,937
185( )
1,05.10
624.2,937
sb
sb
A i
A mm
≥ + =
⇒ =
 
 ÷
 
6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác:
1 1
. . 2 . . 2 .185.190,676
3,69( / )
60.1000 60.1000 60.1000
d N A N
v m s
π π π
= = = =

Dựa vào bảng 3.11 [1], chọn cấp chính xác là cấp 8.
7. Định chính xác tải trọng K:
- Chiều rộng bánh răng:
b = ψ
A
. A = 0,4 . 185 = 74 (mm)
- Đường kính vòng chia bánh nhỏ:
1
2. 2.185
93,98( )
1 2,937 1
A
d mm
i
= = =
+ +
Do đó:

1
74
0,7874
93,98
d
b
d
ψ
= = =
Với ψ
b
= 0,7874 theo bảng 3.12 [1], ta được K

tt bang
= 1,1
- Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế:
1
1,1 1
1,05
2 2
tt bang
tt
K
K
+
+
= = =
Theo bảng 3.14 [1], tìm được hệ số tải trọng K
d
= 1,3
- Hệ số tải trọng:
K = K
tt
. K
đ
= 1,05 . 1.3 = 1,365
Ít sai so với dự đoán K = 1,3. Không tính lại A
A = 185 (mm)
8. Xác định modun và số răng:
- Modun:
m
n
= (0,01 ÷ 0,02).A

= (0,01 ÷ 0,02).185 = 1,85 ÷ 3,7
Chọn m
n
= 3
- Số răng được tính theo công thức:
2.
.( 1)
n
A
z
m i
=
+
+ Số răng bánh nhỏ:
1
2.185
31,3267
3.(2,937 1)
z = =
+
Chọn z
1
= 32
+ Số răng bánh lớn:
z
2
= i . z
1
= 2,937 . 32 = 93,984
Chọn z

2
= 94
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn răng:
Theo bảng 3.18 [1], ta có:
y
1
= 0,49

y
2
= 0,517
- Ứng suất tại chân bánh răng nhỏ:
[ ]
6
2
1
2
1
19,1.10 .1,3.5,93
73,946 203 ( / )
0,49.3 .32.190,676.74
u
u
N mm
σ
σ
= = ≤ =
- Ứng suất tại chân răng lớn:
[ ]
2

1
2 1
2
2
0,49
. 73,946. 70,08 179 ( / )
0,517
u u
u
y
N mm
y
σ σ
σ
= = = ≤ =
10.Các thông số hình học chủ yếu:
- Đường kính vòng chia:
1 1
2 2
. 3.32 96( )
. 3.94 282( )
n
n
d m z mm
d m z mm
= = =
= = =
- Khoảng cách trục A:
96 282
189( )

2
A mm
+
= =
- Chiều rộng bánh răng:
b = 74 (mm)
- Đường kính vòng đỉnh:
1 1
2 2
2. 96 2.3 102 ( )
2. 208 2.3 288 ( )
e n
e n
D d m mm
D d m mm
= + = + =
= + = + =
- Đường kính vòng chân răng:
1 1
2 2
2,5. 96 2,5.3 88,5 ( )
2,5. 282 2,5.3 274,8 ( )
i n
i n
D d m mm
D d m mm
= − = − =
= − = − =
11.Lực tác dụng lên trục:
- Lực vòng:

6 6
2.
2.9,55.10 . 2.9,55.10 .5,93
6187,58 ( )
. 96.190,676
x
t
M
P
F N
d d N
= = = =

- Lực ly tâm:
. 6187,58. 20 2252 ( )
r t n
F F tg tg N
α
= = =
Bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp chậm:
Thông số cơ bản Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Khoảng cách trục a 189 mm
Modun bánh răng m
n
3 mm
Chiều rộng bánh răng b 74 mm
Các frofin răng α 20 Độ
Thông số bánh răng chủ động
Số răng Z
1

32
Modun bánh răng m
n
3 mm
Đường kính vòng chia d
1
96 mm
Đường kính vòng đỉnh D
e1
102 mm
Đường kính vòng đáy D
i1
88,5 mm
Thông số bánh răng bị động
Số răng Z
2
94
Modun bánh răng m
n
3 mm
Đường kính vòng chia d
2
282 mm
Đường kính vòng đỉnh D
e2
288 mm
Đường kính vòng đáy D
i2
274,8 mm

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
I. Trục :
1. Chọn vật liệu:
- Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhảy cảm với sự tập trung ứng suất
để gia công, có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên, thép cacbon và thép hợp kim là
những vật liệu chủ yếu để tạo trục. Việc lựa chọn tùy thuộc vào điều kiện làm việc
trục có chịu tải trọng lớn không.
- Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện trung bình thì ta chọn vật liệu
làm trục là thép C45 thường hóa, có σ
b
= 600 MPa, σ
ch
= 340 MPa, HB = 200.
- Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 MPa.
2. Xác định đường kính sơ bộ trục:
- Trục sử dụng trong hộp giảm tốc thường chế tạo có hình dạng trụ tròn nhiều bậc (gồm
nhiều đoạn có đường kính khác nhau). Như vậy mới phù hợp với việc phân bố áp
suất, để tạo điều kiện cho việc lắp ráp và sữa chữa.
Tại các tiết diện thay đổi các mối liên hệ qua biểu thức:
1 ( )
i i
d d d mm± = ± ∆
Trong đó:
Dấu (+) ứng với trường hợp tiết diện nhỏ đến lớn.
Dấu (-) ứng với trường hợp tiết diện lớn đến nhỏ.
Σd = 5 ÷ 10 (mm)
Đối với vai trục Σd = 10
Không có vai trục Σd = 5
Do momen T ảnh hưởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục chọn nên có mối quan
hệ qua biểu thức:

[ ]
3
( )
0,2.
T
d mm
τ
≥
Trong đó:

T: Momen xoắn tác dụng lên trục.
[τ] = 12 ÷ 30 MPa : Ứng suất xoắn cho phép ảnh hưởng ứng suất uốn cho phép
nên để bù lại ảnh hưởng của ứng suất uốn ta phải giảm [τ].
+ Đường kính ngỏng trục I của hộp giảm tốc:
[ ]
1
3
3
1
80597,8
23,77 32,26
0,2. 0,2.(12 30)
n
T
d
τ
= = = ÷
÷
Vậy ta chọn sơ bộ: d
n1

= 30 (mm)
+ Đường kính ngỏng trục trung gian của hộp giảm tốc trục II:
[ ]
2
3
3
2
297003,818
36,71 49,83
0,2. 0,2.(12 30)
n
T
d
σ
≥ = = ÷
÷
Chọn: d
n2
= 45 (mm)
+ Đường kính ngỏng trục ra của hộp giảm tốc trục III:
3
3
838493,53
51,89 70,43
0,2.(12 30)
n
d ≥ = ÷
÷
Chọn: d
n3

= 65 (mm)
Căn cứ vào đường kính ngỏng trục lắp ổ ta tra bảng 10.2 trang 189 [2], ta tính được
gần đúng chiều dài ổ lăn cần lắp như sau:
d
1
= 30 (mm) b
01
= 19 (mm)
d
2
= 45 (mm) b
02
= 25 (mm)
d
3
= 65 (mm) b
03
= 33 (mm)
K
1
= (8 ÷ 15)
K
2
= (5 ÷ 15)
K
3
= (10 ÷ 20)
K
4
= (15 ÷ 20)

h
n
= (15 ÷ 20)
- Do hộp giảm tốc khai triển nên trục trung gian có cấu tạo phức tạp quyết định kích
thước của các trục khác khi truyền động, cho nên ảnh hưởng đến hộp giảm tốc.