THIẾT kế hộp GIẢM tốc HAI cấp loại hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh có bản vẽ đi kèm để lại tin nhắn nhận bản vẽ

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung không thể thiếu
trong nhiều chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức
cơ sở cho sinh viên về kết cấu máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học
giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như:
Chi Tiết Máy, Sức Bền Vật Liệu, Dung Sai, Vẽ Kỹ Thuật …
Đồng thời giúp cho sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và
làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số
truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc, tăng mômen xoắn. Với chức
năng thế nên ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các ngành
cơ khí, luyện kim, hoá chất, trong công nghiệp đóng tàu .
Do lần đầu tiên em làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp
còn những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài
liệu và bài giảng của các môn có liên quan và nhờ sự chỉ bảo tận tình, giúp đỡ
của thầy Hoàng Xuân Khoa song đây là lần đầu tiên nên bài làm của em
không thể tránh khỏi những sai sót.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy Hoàng Xuân Khoa đã trực
tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên thực hiện
Trần Duy Thực


BỘ CÔNG THƯƠNG.
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI.
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
--o0o—

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Sinh viên thực hiện : Trần Duy Thực
Ngành đào tạo :

MSSV : 044

Công Nghệ Kỹ Thuật Cơ Khí

Giáo Viên hướng dẫn : Cô Nguyễn Thị Thu Thủy

Ký tên:……………

Ngày bắt đầu: 01/02/2013. Ngày kết thúc : 28/02/2013.

ĐỀ TÀI
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP
Loại Hộp : Hộp Giảm Tốc Phân Đôi Cấp Nhanh

Hệ thống băng tải dẫn động bao gồm :
1.
2.
3.
4.
5.

Động cơ.
Nối trục đàn hồi.

Hộp giảm tốc.
Bộ truyền xích
Băng tải.

SVTH: Trần Duy Thực

Page 2


Số liệu thiết kế :
Lực Kéo Băng Tải: F = 13000 (N)
Vận Tốc Băng Tải: V = 0,45 (m/s)
Đường Kính Tang: D = 420 (mm)
Thời Gian Phục Vụ: Ih = 12000 (Giờ)
Số Ca Làm Việc: Số Ca = 2
Góc Nghiêng Đường Nối Tâm Bộ Truyền Ngoài:
Đặc Tính Làm Việc: Va Đập Êm

1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.

Chế độ tải : Tmm =1.65 T1 ; T2 = 0,6T1 ; t1 = 3.5h ; t2 = 4h : tck= 8h.

YÊU CẦU:

NỘI DUNG THUYẾT MINH:
Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm:
1.
2.
3.
4.
5.
6.

Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô mem xoắn trên các
trục.
Tính toán bộ truyền ngoài.
Tính toán bộ truyền bánh răng.
Tính toán thiết kế trục.
Tính chọn ổ đỡ.
Tính toán kết cấu hộp.

NỘI DUNG BẢN VẼ:

TT
1
2

Tên bản vẽ
Bản vẽ lắp hộp giảm tốc
Các bản vẽ phụ (nếu cần)

SVTH: Trần Duy Thực

Khổ giấy

A0

Page 3

Số lượng
1


Phần I. Tính chọn động cơ,phân phối tỷ số truyền và mô men xoắn trên
các trục.
I.Chọn động cơ
1.Tính công suất
+Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc ổn định và ít rung động
ta phải tính toán và chọn động cơ sao cho vừa đủ công suất không quá thừa
nhằm tránh vượt tải và thừa tải quá nhiều.
-Từ yêu cầu: Lực kéo băng tải : F=13000 N.
Vận tốc băng tải : v=0,45 m/s.

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct=

F .V
.
1000.η ch

β

Trong đó:
Pct

: Công suất cần thiết trên trục động cơ.

F=13000 N : Lực kéo băng tải.
V=0,45m/s :Vận tốc băng tải.
ηch

:Tổng hiệu suất của các khâu.

ηch=η k.η br2.η ol4. ηđai = 0,99. 0,972.0,994.0,96 =0,86;
Trong đó:
 ηk=0,99

SVTH: Trần Duy Thực

:Hiệu suất truyền động của khớp nối.

Page 4


ηbr = 0,97



:Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng. (Do sau
khi phân đôi dòng công suất lại được nhập lại nên chỉ tính hiệu
suất cho một cặp bắnh răng ở cấp phân đôi)
ηol = 0,99

:Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn.

 ηđai = 0,96 :Hiệu suất của bộ truyền xích.


2

β=

Pct=

P 
∑  Pi  .t i
 1
∑ ti

F .V
.
1000.η ch

β =

=

1.3,5 + 0, 62.3, 6
= 0, 77
8

13000.0, 45
.0, 77 = 5, 24
1000.0,86

(kW);

2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ.
Số vòng quay trên trục công tác:

nct=

60.1000.v 60.1000.0,45
=
= 20,47(vòng / phút )
π .D
3,14.420

Trong đó: v là vận tốc băng tải.
D là đường kính tang.
Xác định số vòng quay đồng bộ nền dung cho động cơ:
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 v/ph (kể đến
sự trượt nđb = 1450 v/ph);khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb được xác
định:

SVTH: Trần Duy Thực

Page 5


n
1450
U sb = đb =
= 70,8
nct 20,47

Ta có bảng:
Loại truyền động
Bộ truyền đai dẹt
Bộ truyền xích
Bộ truyền bánh răng trụ để hở
Bộ truyền bánh răng côn để hở
Hộp giảm tốc bánh răng trụ:
-1 Cấp
-2 Cấp
-3 Cấp
Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp
Hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ
Hộp giảm tốc trục vít 1 cấp
Hộp giảm tốc trục vít 2 cấp
Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít
Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng

Tỉ số truyền nên dùng
3-5
2-5
4-6
2-3

Tỉ số truyền giới hạn
1-6
1-6
1 - 12,5
1-8

3-5
8 - 40
31,5 - 180
2-4
8 - 31,5
10 - 40
300 - 800
60 - 90
60 -90

1 - 11
4 - 60
25 - 326
1-8
6,3 - 40
6,5 - 80
42,25 - 3600
14.6 - 480
14,6 - 480

Bảng: Tỉ số truyền nên dùng và giới hạn của các truyền động.

Dựa vào bảng trên (Trang21 – Sách TTTKHDĐCK-T1 ta có:
Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền đai xích Uđnx = (3÷5)
Tỉ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc

UHGTnd = (8÷40)

Tỉ số truyền nên dùng của hệ thống dẫn đông là:
Usbnd = UHGTnd.Uđnd = (3÷5). (8÷40) = (24÷200)

Nhận thấy: Usb = 70,8 nằm trong khoảng Usbnd = (24÷200) nên nđb =
1500 v/ph

SVTH: Trần Duy Thực

Page 6


3.Chọn động cơ.
Dựa vào các yêu cầu của động cơ về momen mở máy và công suất cần thiết
để đảm bảo động cơ làm việc tốt là:
Pđc ≥ Pct
nđb≈ nsb
Tmm
T
= 1,65 ≤ k
T
Tdn

Với T là momen tải trọng lớn nhất T=T1.
Tra các bảng P 1.2; P 1.2; P 1.3 với động cơ đồng bộ là 1500(v/p) ta chọn được
động cơ 4A112M4Y3 : ( theo bảng P1.3 TL1)
Bảng thông số động cơ:
Nđc(v/p)
1425

P(Kw)

Cosϕ

5,5

0,85

η
0,855

TMax/Tdn
2,2

Tk/Tdn
2,0

+ Kiểm tra điều kiện mở máy.
Tmm 1,65T1
=
= 1,65
T1
T1

Với động cơ đã chọn có

Tk
= 2,0
Tdn

>

Tmm
= 1,65

T1

II. Phân phối tỉ số truyền.
U sb =

Ta có:

N dc 1425
=
= 69,6
N ct 20,47

Mà:
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong
hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền đai và bộ truyền khớp nối).
Usb = UHGT.UN = 69,6 (lần)
SVTH: Trần Duy Thực

Page 7


Tỉ số của bộ truyền khớp là:
Uk ≈ 1
Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là:
Ux = 3,5 (lần)
Vậy ta có tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:
U HGT =

U sb
U sb

69,6
=
=
= 19,88
U N U k .U x 1.3,5

Đây là hộp giảm tốc khai triển, tình toán theo điều kiện bôi trơn và yêu
cầu diện tích hộp nhỏ nhất có thể được. Do đó chọn tỉ số truyền của cấp nhanh
(u1) lớn hơn tỉ số truyền của cấp chậm (u2).
Ta dùng công thức thực nghiệm sau:
U1 = (1,2 ÷ 1,3)U2
=> UHGT = U1.U2 = (1,2 ÷ 1,3)U2. U2 = (1,2 ÷ 1,3) (U2)2 = 19,88
=> U2 = (3,91 ÷ 4,07) chọn u2 = 3,99 (lần)
=> U1 = (1,2 ÷ 1,3)U2 = (4,788 ÷ 5,187) chọn U1 = 4,99 (lần)
Vậy ta có tỉ số truyền thực của hộp giảm tốc là:
UHGT = U1.U2 = 3,99 . 4,99 = 19,9 (lần)
Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là :
Uđ =

U sb
69, 6
=
= 3, 5
U HGT .U k 19,9

III.Xác định công suất,momen và số vòng quay trên các trục.
Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pct của động cơ ta tính được
công suất,momen và số vòng quay trên các trục của hệ thống dẫn động như
sau:
- Công suất trên các trục 3,2,1 và công suất thực của động cơ:

5,24
Pct
=
= 5,35
ηk .ηol
0,99.0,99
P3 =
(kW)

SVTH: Trần Duy Thực

Page 8


P2 =

P1 =

P3
5,35
=
= 5,57
2
ηbr .ηol 0,97 2 .0,99
P2
5,57
=
= 5,98
η br .ηol 0,97 .0,99

P’đc =

P1
ηol .ηđ

=

5,98
= 6, 29
0,99.0,96

(kW)

(kW)

(kW)

- Số vòng quay của các trục 1,2,3 và trục công tác là:
n đc
1425
3,5
u
n1 =
=
= 407 (vòng/phút)
đ

n2=

n3=

nct=

n1
u1

n2
u2
n3
uk

=

=

=

407
4,99

81,56
3,99

=81,56(vòng/phút)

=20,44 (vòng/phút)

20,44
1

=20,44(vòng/phút)

- Momen xoắn trên trục công tác,các trục 1,2,3 và động cơ là:

Tct = 9,55.106.

T3 = 9,55.106.

T2 = 9,55.106.

SVTH: Trần Duy Thực

Pct
nct

P3
n3
P2
n2

= 9,55.106.

= 9,55.106.

= 9,55.106.

5, 24
= 2448239
20, 44
5,35

= 2499633
20,44
5,57
81,56

Page 9

(Nmm)

(Nmm)

= 652201 (Nmm)


T1 = 9,55.106.

T

đc

P1
n1

= 9,55.106.

= 9,55.106.

P`
đc
n

đc

5,98
407

= 9,55.106.

= 140316 (Nmm)

6,29
1425

= 42154 (Nmm)

- Bảng kết quả tính toán thu được:

Trục
T.số
u(lần)

Động cơ

1

Uđ = 3,5

U1 = 4,99

2

3
U2 = 3,99

Công tác
Uk = 1

P(kW)

6,29

5,98

5,57

5,35

5,24

N(v/p)

1425

407

81,56

20,44

20,44

140316

652201

2499633

2448239

T(Nmm)

42154

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI
I TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH:
1.Chọn xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt
là xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ
bền mòn cao.
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19
SVTH: Trần Duy Thực

Page 10

(2.17)


Với uxích = 4,04 ⇒ z1 = 29 – 2.4,04 = 20,92

uxích = 4,04 thỏa mãn
Chọn uxích = 4

suy ra z1 =21 răng

Tính số răng đĩa xích lớn:
z2 = uxích. z1 ≤ zmax

(2.18)

Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 4.21= 84 (răng)

b. Xác định bước xích p
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện
đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:
Pt = P. k. kz. kn ≤ [P]
Trong đó:

(2.19)

Pt - Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 =800 vòng/phút,

kz - Hệ số răng ; kz =

z 01
z1

= 25 / 21 = 1,19

kn - Hệ số vòng quay; kn = n01/ n1 = 1,1
Hệ số k được xác định theo công thức:
k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc

(2.20)

Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu
[1],với:
k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường
nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 50o <60o);
ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài
xích;
SVTH: Trần Duy Thực

Page 11


với a = (30…40)p, ta có: ka = 1;
kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với
trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25;
kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi
trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;
kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng
va đập), ta chọn: kđ = 1,3;
kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp
số ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25;
tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,3. 1,25 = 2,641
tính được: Pt = 7,56.2,641.1,19.1,1= 26,135(KW)

Theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1] HDĐCK n01 =800 vòng/phút chọn bộ truyền
xích 1 dẫy p =25,4
điều kiện Pt < [P] =30,7 được thỏa mãn.
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
asb = 40p = 40.25,4 = 1016(mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:

x=

2a
p

+

z1 + z 2
2

+

( z 2 − z1 ) 2 . p
4π 2 a

(2.21)

⇒ x = 135,02
Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 136, tính lại khoảng cách trục theo công thức:

a*=



0,25. p  X c − 0,5( Z 2 + Z 1 ) +



SVTH: Trần Duy Thực



 

[ X c − 0,5( Z1 + Z 2 ) ] 2 − 2. Z 2 − Z1 


Page 12

π

2


2
2

21 + 84 

 84 − 21  
a = 0,25.25,4.136 − 0,5.( 21 + 84 ) + 136 −
− 2.
  = 1028,89
2 


 π  

*

(mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một
lượng:
∆a = 0,003.1028,89 = 3,087
⇒ aw2 = 1025,8
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:

i=

Z1 .n2 21.120,05
=
= 1,236
15. X
15.136

< imax=30 (bảng 5.9).

Suy ra sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích
đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích.

c. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả
trọng va đập
trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an
toàn:

s=
Trong đó:
có:

Q
k d .Ft + F0 + Fv

≥ [s]

(2.24)

Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta
Q =56,7kN = 56700 N;
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - tài liệu [1]

SVTH: Trần Duy Thực

Page 13


, ta có:

q = 2,6 kg;

kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - tài liệu [1], với
trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn kđ = 1
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:

v=

Z 1 Pn2
60000

= 21.25,4.120,05/60000 = 1,067 m/s
Ft - Lực vòng trên đĩa xích:

Ft =1000P/v = 1000.7,56/1,067 = 7085,3 N
Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2
⇒

(2.27)

Fv = 2,6. (1,067)2 = 2,96 (N)
F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q. a

(2.28)

kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40 o so
với phương nằm ngang;
F0 = 9,81. 2. 2,6. 1,0258 = 52,33 (N)
56700
s=
= 7,94
1.7085,3 + 52,33 + 2,96
Từ đó, ta tính được:

⇒

⇒ S >[S] = 11,7 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

d. Xác định đường kính đĩa xích
Theo công thức 5. 17- tr86- tài liệu [1] và bảng 14 -4b - tr20 - tài liệu [2], ta
xác định được các thông số sau:
SVTH: Trần Duy Thực

Page 14


• Đường kính vòng chia d1 và d2:
d1 =

d2 =

25,4
= 170,42
180
sin(
)
21

25,4
= 679,3
180
sin(
)
84

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =25,4.[ 0,5 + cotg(180/21)] = 181,22 mm
da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/84)] = 691,53 mm
Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 mm
( Với dl = 15,88 mm tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
df1 = d1- 2r = 170,42 – 2.8,03 = 154,36 (mm)
df2 = d2- 2r = 679,3 - 2.8,03 = 663,24 (mm)

∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

σH = 0,47.

k r ( Ft K d + Fvd ).E
A.k d

≤ [σH]

(2.30)

Trong đó: [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - tài liệu
[1];
Chọn thép 20 tôi co [σH] = 980 MPa
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 7085,3 (N)
Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:

SVTH: Trần Duy Thực

Page 15


Fvd = 13.10-7.n2.p3.m = 13.10-7.120,05.25,43.1 = 2,56 N
Hệ số tải trọng động : Kđ=1,0 (bảng 5.6)
kđ=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =21 )
Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống con
lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa
⇒

σ H 1 = 0,47 0,48.( 7085 ,3.1,0 + 2,56).

2,1.10 5
180 .1

⇒

= 936,37 MPa

σH1 <[σH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh
hưởng của số răng đến đĩa xích Kr=0,22 (vì Z2 =84) Ta có:
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

x

a w2

d2

F1
d1

n1
O1

n2
15°
15°

Frx

1
F2
2

Hình 3.1 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc
SVTH: Trần Duy Thực

Page 16


df
d
da

b

Hình 3.2 – Hình vẽ mặt cắt bánh xích
Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích

Các đại lượng

Thông số

Khoảng cách trục

aw2 = 1025,8 mm

Số răng đĩa chủ động

z1 = 21

Số răng đĩa bị động

z2 =48

Tỷ số truyền

uxích = 4

Số mắt của dây xích

x = 136

Đường kính vòng chia của đĩa xích

Chủ động: d1 =170,42 mm

Bị động: d2 = 679,9 mm

Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích

Chủ động: da1 = 181,22 mm
Bị động: da2 = 691,53 mm

Đường kính vòng chân răng của đĩa xích

Chủ động: df1 = 154,36mm
Bị động: df2 = 663,24 mm

SVTH: Trần Duy Thực

Page 17


Lực tác dụng nên trục
Fr =kx.Ft =1,15.7085,3 = 8148,1
(kx =1,15 do

α

=30o <60o bộ truyền nằm ngang)

Phần III:Tính truyền động bánh răng
1.Chọn vật liệu.
Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt
răng nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc.Do không có yêu cầu gì đặc biệt và
theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng

như sau:
Theo bảng 6.1 Trang 92 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta chọn:
Loại
bánh
răng

Nhãn
hiệu
thép

Nhiệt
luyện

Kích
thước S,
mm,không
lớn hơn

Độ rắn

Giới hạn
bền
σb,MPa

Giới hạn
chảy
σch,MPa

Nhỏ

45

Tôi cải
thiện

60

HB 241…
285

850

580

Lớn

45

Tôi cải
thiện

100

HB

750

450

192…240

2.Xác định ứng suất tiếp xúc.
Theo bảng 6.2 trang 94 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 với vật liệu làm
≤

bánh răng là thép 45,tôi cải thiện đạt độ rắn HB 350 HB thì giới hạn
bền uốn của các bánh răng là: σ°Hlim=2HB+70
σ°Flim = 1,8HB
SH=1,1 ;
SVTH: Trần Duy Thực

SF=1,75
Page 18


+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ σ°Flim : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ SF: hệ số an toàn khi tính về uốn
+ SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

chọn HB1 = 245; HB2 = 230, suy ra:
σ°Hlim1 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)
σ°Hlim2 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
σ°Flim1 = 1,8.245 = 441 (MPa)
σ°Flim2 = 1,8.230 = 414 (MPa)
3.Số chu kỳ làm việc cơ sở .
Theo công thức (6.5) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta có : NHO =
2,4
HB

30H

NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO1 = 30H2,4HB1 = 30.2452,4 = 1,6.107
NHO2 = 30H2,4HB2 = 30.2302,4 = 1,4.107
4.Số chu kỳ làm việc tương đương.
NHE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
NHE Được xác địn theo công thức (6.7) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
NHE = 60cΣ(Ti/Tmax)3.ni.ti
Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay.

NHE2 = 60c

SVTH: Trần Duy Thực

n1
u1

ΣtiΣ(Ti/Tmax)3.ti/Σti

Page 19


= 60.1.

407
4,99

.12000.[13.

3,5
8

+ 0,63.

3, 6
8

]

= 3,14.107 > 1,4.107 = NHO2
⇒

KHL2 = 1 ,với KHL là hệ số tuổi thọ được xác định theo
K HL = m

H

công thức sau:

N HO
N HE

.

Do NHE1 = u1. NHE2 nên NHE1 > NHO1, do đó KHL1 = 1
5.Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ.

[ σ H ] = σ Ho lim .

K HL
SH

Theo bảng 6.2 trang 94 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta có:
SH1=1.1
SH2=1.2
1
= 509MPa
1,1
1
[σ H ]II = 530. = 481,82 MPa
1,1
[σ H ]I = 560.

*/ Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng:

[σ H ] =

[σ H ]I + [σ H ]II 509 + 481,82
=
= 495, 4
2
2

Ta có
SVTH: Trần Duy Thực

Page 20

1, 25[σ H ]mim = 1, 25[σ H ]II = 1, 25.495, 4 = 619, 25MPa

Ta thấy

[σ H ] < 1, 25[σ H ]mim

, thỏa điều kiện

*/ Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng
Do NHE > NHO => KHL = 1

=>

[σ H ]' = [σ H ]mim = [σ H ]II = 481,82 MPa

6.Ứng suất uốn cho phép:
Theo công thức 6.8 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta có:
NFE = 60cΣ(Ti/Tmax)mF.ni.ti
≤

Trong đó mF=6 (vì độ rắn HB 350)

NFE2 = 60c

n1
u1

ΣtiΣ(Ti/Tmax)6. ti /Σti
407
4,99

.12000.[16.

= 60.1.

3,5
8

+ 0,66.

3, 6
8

]

= 2,69.107 > 4.106 = NFO(số chu kì thay đổi ứng suất
cơ sở khi thử về uốn ;NFO=4.106 đối với tất cả các loại thép ).
⇒

KFL2 = 1, và tương tự có KFL1 = 1

K FL = m

F

N FO
N FE

Với KFL là hệ số tuổi thọ :
do đó theo công thức (6.2) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta có:
[σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF

SVTH: Trần Duy Thực

Page 21


Bộ truyền quay một chiều nên KFC=1(với KFC là hệ số xét đến
ảnh hưởng đặt tải).
Vậy sơ bộ tính được

[σF1] =

[σF2] =

441.1.1
1,75
414.1.1
1,75

= 252 (MPa)

= 236,6 (MPa)

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải xác định theo công thức (6.13)
sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
[σH]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải xác định theo công thức (6.14) sách
TTTKHDĐCK - Tập 1:
[σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
A.TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG

NGHIÊNG:
a.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức (6.15)a sách TTTKHDĐCK Tập 1:
aw = K a (u1 + 1) 3

T1.K H β

[σ ]
H

2

u1Ψ ba

Trong đó:
+ Theo bảng 6.5 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 chọn Ka = 43 (ứng
với răng nghiêng, vật liệu thép - thép)
+ Theo bảng 6.6 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 chọn ψba = 0,3
+ Xác định KHβ:
SVTH: Trần Duy Thực

Page 22


Theo công thức (6.16) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
ψbd = 0,53ψba(u1+1) = 0,53.0,3(4,99+1) = 0,95
Theo bảng 6.7 sách TTTKHDĐCK - Tập 1, KHβ tương ứng với sơ
đồ 3

⇒

KHβ = 1,15

+ T1 = 140316
43(4,99 + 1)3
⇒

aw1=

140316.1,15

[ 495,4]

2

.4,99.0,3
= 195,8 (mm)

Ta lấy aw1 = 200(mm)
a.2.Xác định các thông số ăn khớp
+ Theo (6.17) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
m = (0,01÷0,02)aw1 = (0,01÷0,02).200 = (2÷4) (mm)
+ Theo bảng 6.8 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 Chọn môđun theo
tiêu chuẩn m =2,5(mm)
(Không chọn m < 1,5 ÷2 nếu không khi quá tải răng sẽ bị gãy)
Điều kiện góc nghiêng răng chữ V : 30 ≤ β ≤ 40

2a .cos β
Z = w
1 m. u + 1

1
2a .cos β
2a .cos β
max ≤ Z ≤ w2
min
⇒ w1
1
m. u + 1
m. u + 1
1
1
2.200.cos 40
2.200.cos 30
⇒
≤Z ≤
1
2,5. ( 4,99 + 1)
2,5. ( 4,99 + 1)

(

(

)

)

(

)

⇒ 20,5 ≤ Z ≤ 23,1
1

SVTH: Trần Duy Thực

Page 23


Chọn Z1 = 21 răng
Z2 =Z1 .u1 = 21.4,99 =104,79
Chọn Z2 = 105 răng
Số răng tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 21 + 105 = 126 răng

Cos β =

m.Z t 2,5.126 63
=
=
≈ 0, 787
2.aw
2.200
80

Suy ra: β = 38,050
Thỏa điều kiện 300 ≤ β ≤ 400


Tính lại khoảng cách trục:
aw =

m( z1 + z2 ) 2,5.(21 + 105)
=
= 200,00(mm)
2.Cos β
2.Cos38,05

a.3. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 .Ứng suất
tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:

σ H = Z M Z H Zε

2.T1K H ( ut1 + 1)
( bw1ut1d w211 )

≤ [σH]

Trong đó:
+ ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1], ta được ZM = 274 (MPa)1/3

SVTH: Trần Duy Thực

Page 24


+ ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Theo công thức (6.34) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 thì:

ZH=

2. cos β b
sin 2α tw

Ở đây:
* βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
theo công thức (6.35) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
tgβb = cosαt.tgβ
αt : góc profin răng
αtw : góc ăn khớp
* Với răng nghiêng, không dịch chỉnh và theo bảng
(6.11) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta có:

αtw = αt = arctg

 tgα 


cos
β



Theo TCVN 1065 – 71, α = 20°

⇒
⇒

⇒

αtw = αt = arctg

 tg20ο 
 cos(38,05°) ÷



tgβb = cos24,80.tg38,050=0,71

= 24,8°
⇒

2.cos(35,4°)
sin(2.24,8ο )
ZH=

= 1,46

+ Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo công thức (6.37) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:
εβ=bw.sinβ/(m.
SVTH: Trần Duy Thực

Page 25

π

)

βb=35,40