Thiết kế hộp giảm tốc nón trụ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
Lời nói đầu.
Hiện nay, các ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi kỹ
sư cơ khí và cán bộ kỹ thuật cơ khí được đào tạo phải có kiến thức chuyên sâu
rộng, đồng thời phải biết vận dụng những kiến thức đó để giải quyết những vấn
đề cụ thể thường gặp trong sản xuất, sữa chữa và sử dụng.
Mục tiêu của môn học là đào tạo cho người học nắm vững các phương pháp
và vận dụng thiết kế có hiệu quả, xây dựng và quản lý các quá trình chế tạo sản
phẩm cơ khí về sản xuất và tổ chức sản xuất.
Thiết kế “chi tiết máy’ là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán
và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài
thiết kế chính xác đầu tiên với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là
thiết kế hệ thống truyền động từ động cơ điện đến cơ cấu công tác.
Với đề tài thiết kế hộp giảm tốc nón trụ, có đặc điểm là bộ truyền làm việc
tương đối êm, truyền được công suất lớn, truyền tải trọng lớn, kết cấu hộp giảm
tốc khá dài vì có thên trục côngxôn. Bộ truyền này có giá thành tương đối đắt vì
khó chế tạo, lắp ghép khó khăn, khối lượng kích thước tương đối lớn. Tuy nhiên
hộp giảm tốc này vẫn được dùng vì có hai trục vuông góc nhau.
Trong quá trình thuyết kế đồ án Chi tiết máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào
một công việc mới mẻ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức về lý thuyết để giải
quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế tuy còn
mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu tìm hiểu những tài liệu
chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như
nghiên cứu và tính toán.
Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận
tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại
và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện những đề tài sau này.
Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô.

Đà Nẵng, ngày 15 tháng 11 năm 2009
Sinh viên thiết kế

Nguyễn Vinh Tân
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
MỤC LỤC
Trang
Chương 1: CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN.
1. Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền. 4
2. Tính công suất cần thiết của động cơ. 4
3. Chọn động cơ. 4
4. Phân phối tỉ số truyền. 5
Chương 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN.
I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
(bánh răng trụ răng nghiêng)
1. Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện. 7
2. Xác định ứng suất cho phép. 7
3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K. 8
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. 8
5. Xác định khoảng cách trục A. 8
6. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.9
7. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A. 9
8. Xác định môđun,số răng,chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng9
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. 10
10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải quá đột ngột. 11
11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền. 11
12.Tính lực tác dụng. 12
II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH
(bánh răng nón)
1. Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện. 12
2. Xác định ứng suất cho phép. 12

3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K. 13
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. 14
5. Xác định chiều dài nón L. 14
6. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng14
7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L. 14
8. Xác định môđun và số răng. 15
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. 15
10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột. 16
11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền. 16
12. Các lực tác dụng. 17
Chương III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.
I. THIẾT KẾ TRỤC:
1. Chọn vật liệu. 18
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
2. Tính thiết kế trục về độ bền.
2.1 Tính sơ bộ đường kính trục.
18
2.2 Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặc lực.
18
2.3 Tính gần đúng đường kính các đoạn trục. 19
2.4 Tính chính xác trục và then,. 27
CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC
I. Sơ đồ chọn ổ trục I. 35
II. Sơ đồ chọn ổ trục II. 36
III. Sơ đồ chọn ổ trục III. 37
CHƯƠNG V: KHỚP NỐI
I. Chọn kích thước khớp nối. 39
II. Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt. 39
CHƯƠNG VI: CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC

I. KẾT CẤU VỎ HỘP VÀ THÂN HỘP:
1. Chọn vật liệu. 40
2. Chọn bề mặt ghép nắp và thân. 40
3. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp: 40
II. CẤU TẠO BÁNH RĂNG 41
III. CÁC CHI TIẾT KHÁC:
1. Nút thông hơi. 41
2. Nút tháo dầu. 42
3. Thăm dầu. 43
CHƯƠNG VII: BÔI TRƠN, CHE KÍN HỘP GIẢM TỐC. 44
Tài liệu tham khảo 44
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
Chương 1: CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI
TỈ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền:
Động cơ điện được dùng phổ biến trong các hệ dẫn động do nó có những ưu
điểm nổi bật như: kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, dễ
vận hành. Trong các loại động cơ điện thì động cơ điện ba pha không đồng bộ
ngắn mạch có ưu điểm hơn cả. Vậy ta tiến hành chọn loại động cơ này qua các
bước tính toán sau:
- Tính công suất cần thiết của động cơ
- Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ
- Các yêu cầu về momen mở máy, quá tải và phương pháp lắp đặt
2. Tính công suất cần thiết của động cơ:
Công suất động cơ P
đc
:
Ta có : P
đc

=
η
lv
P
Trong đó:
- P
lv
: Công suất trên băng tải
- η : là hiệu suất truyền động, giá trị của η được xác định theo công thức:

223
0
..
knbr
ηηηη
=
Với η
o
, η
br
, η
kn
: là hiêu suất của ổ, bánh răng, khớp nối.
-
0
η
= 0,99
-
br
η

= 0,97
-
kn
η
= 0,99
Suy ra: η = 0,99
3
.0,97
2
.0,99
2
= 0,89
Vậy : P
đc
=
89,0
4,2
= 2,6 (kW)
3. Chọn động cơ:
Căn cứ vào giá trị của P
đc
đã tính ở trên, có thể xét điều kiện:

ctđc
PP
≥
Theo bảng loại động cơ (bảng 2P) đáp ứng được yêu cầu của bộ truyền là loại
động cơ có số hiệu: AO2(AO
Π
2)32 - 4

SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
Các số liệu của động cơ được cho dưới bảng sau:
Công
suất
(kW)
Vận tốc
(vg/ph)
Hiệu suất
(%)
M
m
/M
đm
M
max
/M
đm
M
min
/M
đm
Khối lượng
(Kg)
3.0 1430 83,5 1,8 2,2 1,2 39
4. Phân phối tỉ số truyền:
Tỷ số truyền chung:
11
130

1430
i
c
===
lv
đc
n
n
n
đc
: tốc độ quay của động cơ.
Ta có: i
c
= i
nh
*i
ch
i
nh
: tỉ số truyền của cấp nhanh (của bộ truyền bánh răng nón).
i
ch
: tỉ số truyền của cấp chậm (của bộ truyền bánh răng nghiêng).

Do tỉ số truyền của cặp bánh răng nón không vượt quá 3 và tạo điều kiện bôi
trơn tốt các cặp bánh răng ngâm trong hộp dầu chung.
Và i
nh
= (0,22 0,28)i
h

.
Nên ta chọn : i
nh
= 2,85
Suy ra:
86,3
85.2
11
i
i
i
nh
c
ch
===

a. Công suất ở từng trục:
Trục III (trục tang): P
III
=
kn
lv
P
η
=
99,0
4,2
= 2,42 (kW)
Trục II: P
II

=
knbr
lv
P
ηηη
∗∗
0
=
99,0.97,0.99,0
4,2
= 2,52 (kW)
Trục I (nối động cơ): P
I
=
knbr
lv
P
ηηη
∗∗
22
0
=
99,0.97,0.99,0
4,2
22
= 2,63 (kW)
b. Số vòng quay ở từng trục:
Trục I: n
I
= n

đc
= 1430 (vg/ph)
Trục II:
502
85,2
1430
n
===
nh
I
II
i
n
(vg/ph)
Trục III: n
III
= n
lv
= 130 (vg/ph)
c. Momen xoắn ở từng trục:
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
Trục I: T
I
= 9,55.10
6

I
I
n

P

=
99,17563
1430
63,2
9,55.10
6
=
( Nmm)
Trục II: T
II
= 9,55.10
6

II
II
n
P

=
24,47940
502
52,2
10.55,9
6
=
(Nmm)
Trục III: T
III

= 9,55.10
6

III
III
n
P

=
92,177776
130
42,2
10.55,9
6
=
(Nmm)
* Từ các kết quả trên ta có bảng hệ thống các số liệu:
Trục
Số liệu
Trục I Trục II Trục III
Tỉ số truyền i i
nh
= 2,85 i
ch
= 3,86
Số vòng quay
n (vg/ph)
n
I
= 1430 n

II
= 502 n
III
= 130
Công suất
P (kW)
P
I
= 2,63 P
II
= 2,52 P
III
= 2,42
Momen xoắn
T (Nmm)
T
I
= 17563,99 T
II
= 47940,24 T
III
= 177776,92
Chương 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
(bánh răng trụ răng nghiêng)
1. Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện:
Do bộ truyền chịu tải trọng rung động nhẹ nên chọn vật liệu làm bánh răng có
độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta

chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng (25 50)HB
HB
1
= HB
2
+ (25 50)HB
- Bánh nhỏ (bánh 1), dự kiến đường kính phôi: 100 ÷ 300 (mm).
Ta chọn thép 45 được thường hóa:
σ
bk
= 580 (N/mm
2
) ; σ
ch

= 290 (N/mm
2
) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 220)
- Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300 ÷ 500 (mm).
Ta chọn thép 40 được thường hóa.
σ
bk
= 520 (N/mm
2
) ; σ
ch
= 260 (N/mm
2
); HB = 150 – 210 (chọn HB = 180)
2. Xác định ứng suất cho phép.

• ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ]
tx
= [σ]
Notx
. k
N
’
Trong đó:
[σ]
Notx
- Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm
2
) khi bánh răng việc lâu dài.
Chọn: [σ]
Notx
= 2,6 HB (dựa vào bảng 3-9) - [1]
k
N
’ - Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc.

6
0
'
td
N
N
N
K
=

Với: N
0
– Số chu kỳ cơ sở. Chọn N
0
= 10
7
N
tđ
– Số chu kỳ tương ứng.
N
tđ
= N = 60.u.n.T
Trong đó: T – thời gian làm việc của máy. T = 10
7
giờ
u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng. u = 1
n – số vòng quay trong 1phút của bánh răng đang tính.
Nên: N
tđ
= 60.1.130.10
7
= 7,8.10
10
Do N
tđ
> N
0
nên ta chọn: k’
N

= 1
Suy ra : [σ]
tx
= [σ]
Notx
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 1:
[σ]
tx1
= [σ]
Notx
= 2,6.HB = 2,6.220 = 572 (N/mm
2
)
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 2:
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
[σ]
tx2
= [σ]
Notx
= 2,6.HB = 2,6.180 = 468 (N/mm
2
)
Lấy [σ]
tx
để tính toán = 468 N/mm
2
• Ứng suất uốn cho phép:
Theo công thức 3-6 [1] ta có:
[ ]

σ
N
1
n.k
''
.k
-
σ
=
u
σ
Trong đó: n - Hệ số an toàn n
1
= n
2
= 1,5
k
σ

- Hệ số tập trung ứng suất k
σ
= 1,8
k
N
’’ = 1 (vì N
tđ
≥ N
0
). N
tđ

được tính giống ở trên
σ
-1
– giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng.
Đối với thép ta có: σ
-1
= 0,43.σ
bk
Bánh nhỏ: σ
-1
= 0,43.580 = 249,4
Bánh nhỏ: σ
-1
= 0,43.520 = 223,6
- Ứng suất uốn của bánh nhỏ: [σ]
u1
=
37,92
8,1.5,1
1.4,249
=
(N/mm
2
)
- Ứng suất uốn của bánh lớn: [σ]
u2
=
81,82
8,1.5,1
1.6.223

=
(N/mm
2
)
3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K:
Do bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối
xứng so với bánh răng, và bộ truyền có vận tốc thấp nên ta có thể chọn: K = 1,3
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
y
A
=
A
b

do bộ truyền chịu tải nhỏ nên ta chọn y
A
= 0,15
5. Xác định khoảng cách trục A:
Theo công thức tính sức bền tiếp xúc (bảng 3-10) [1]
ta có: A ≥ (i ± 1)
[ ]
3
.n.ψ
K.N
.
.i
t
1,05.10
2A
2

x
6
θσ








Trong đó: A – Khoảng cách trục

ψ
A
– Hệ số chiều rộng bánh răng.
ψ
A
= 0,15
i - tỉ số truyền. i = i
ch
=3,86
n
2
- số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn.
n
2
= n
III
= 130 (vg/ph)

SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
N – công suất của bộ truyền. N = 2,52 (kW)
K – Hệ số tải trọng. K = 1,3
θ

– Hệ số phản ánh khả năng tải. θ

= 1,2
Suy ra:
( )
3
2
6
130.2,1.15,0
52,2.3,1
.
86,3.486
10.05,1
.186,3








+≥
A

= 171,39 (mm)
Chọn A = 172 (mm)
6. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:

)1(1000.60
..2
1
+
=
i
nA
v
π
=
( )
186,3.1000.60
502.172.14,3.2
+
= 1,86 (m/s)
Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác của bánh răng = 9 (theo bảng 3-11) [1]
7. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A:
Hệ số tải trọng K được tính theo công thức:
K = K
tt
.K
đ
Trong đó: K
tt

– hệ số tập trung tải trọng.
Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn K
tt
= 1
K
đ
– hệ số tải trọng động.
Tra theo bảng 3-13 [1] ta có: K
đ
= 1,45
Suy ra hệ số tải trọng: K = 1 . 1,45 = 1,45
Ta thấy rằng hệ số tải trọng K được tính chính xác sai lệch nhiều so với trị số
đã chọn sơ bộ (K = 1,3) nên ta phải điều chỉnh lại khoảng cách trục A theo công
thức:
A = A
sb
.
3
sb
K
K
=
38,178
3,1
45,1
.172
3
=
(mm)
Chọn: A = 180 (mm)

8. Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh
răng:
• Môđun bánh răng:
m
n
= (0,01 ÷ 0,02).A = (0,01 ÷ 0,02).180 = 1,80 ÷ 3,60 (mm)
Theo bảng 3-1 [1] ta chọn được môđun pháp: m
n
= 3 (mm)
• Số răng của bánh dẫn:
Chọn sơ bộ góc nghiêng: β = 12
o

SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
- Bánh 1: Z
1
=
1)(i
n
m
2.A.cos
+
β
=
( )
24
186,3.3
12cos.180.2
≈

+
răng
- Bánh 2: Z
2
= i.Z
1
= 3,86.24 ≈ 93 răng
Chọn: Z
1
= 24 răng ; Z
2
= 93 răng.
• Góc nghiêng β được tính chính xác theo công thức:
Cosβ=
( ) ( )
98,0
180.2
3.9324
.2
.
21
=
+
=
+
A
mZZ
n
→ β ≈ 12,84
o

• Chiều rộng bánh răng:
b = ψ
A
.A = 0,15.180 = 27 (mm)
Lấy b
2
= 27 (mm)
b
1
= 34 (mm) (ta lấy bánh nhỏ lớn hơn bánh lớn để tránh hiện tượng dịch
chuyển trong quá trình lắp đặt)
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Theo công thức (3-34) bảng 3-16 [1] ta có:
σ
u
=
"
.Z.n.b.
n
y.m
.K.N19,1.10
2
6
θ
Trong đó: σ
u
- ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
K – hệ số tải trọng. K = 1,45
N – công suất của bộ truyền. N = P
II

= 2,52 (kW)
m
n
– môđun của bánh răng nghiêng. m
n
= 3
”-θ hệ số phản ánh khả năng tải. θ” = 1,5
y, Z, b, n – hệ số dạng răng, số răng, chiều rộng bánh răng và số vòng
quay trong 1 phút của bánh răng đang tính.
Z
1
= 24 ; Z
2
= 93
b
1
= 34 (mm) ; b
2
= 27 (mm)
n
1
= 502 ; n
2
= 130

78,25
)48,12(cos
24
cos
33

1
1
===
β
Z
Z
tđ
→ y
1
= 0,435

92,99
)48,12(cos
93
cos
33
2
2
===
β
Z
Z
tđ
→ y
2
= 0,516
Suy ra:
- ứng suất uốn của bánh răng 1:
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc

01,29
5,1.34.502.24.3.435,0
52,2.45,1.10.1,19
2
6
1
==
u
σ
(N/mm
2
) < [σ]
u1
= 92,37
- ứng suất uốn của bánh răng 2:
σ
u2
= σ
u1
.
2
1
y
y
= 29,01.
46,24
516,0
435,0
=

(N/mm
2
) < [σ]
u2
= 82,81
10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải quá đột ngột:
 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[σ]
txqt
= 2,5[σ]
Notx
với (HB ≤ 350)
- bánh 1: [σ]
txqt1
= 2,5.[σ]
Notx1

= 2,5.2,6.HB
1
=2,5.2,6.220 = 1430 (N/mm
2
)
- bánh 2: [σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
Notx2

= 2,5.2,6.HB
2
= 2,5.2,6.180 = 1170 (N/mm

2
)
Ứng suất tiếp xúc quá tải: được tính theo công thức (3-14) bảng 3-10 [1]
σ
tx
= =
( )
90,476
130.27.2,1
52,2.45,1.186,3
86,3.180
10.05,1
3
6
=
+
(N/mm
2
)
σ
txqt
=
qttx
K.
σ
Trong đó hệ số quá tải K
qt
= 1,80
σ
txqt

= 476,90.
83,6398,1
=
N/mm
2
< [σ]
txqt1
và [σ]
txqt2
 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Công thức 3-46 [1], do HB ≤ 350:
[σ]
uqt
= 0,8.σ
ch
Bánh 1: [σ]
uqt1
= 0,8.290 = 232 (N/mm
2
)
Bánh 2: [σ]
uqt2
= 0,8.260 = 208 (N/mm
2
)
Điều kiện quá tải khi chịu uốn:
σ
uqt
= σ
u

.K
qt
σ
uqt1
= σ
u1
.K
qt
= 29,01.1,80 = 52,22 (N/mm
2
) ≤ [σ]
uqt1
= 232 (N/mm
2
)
σ
uqt2
= σ
u2
.K
qt
= 24,46.1,80 = 44,03 (N/mm
2
) ≤ [σ]
uqt1
= 208 (N/mm
2
)
⇒ Các bánh răng đủ bền khi chịu ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải.
11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

Môđun pháp: m
n
= 3
Số răng : Z
1
= 24 ; Z
2
= 93
Góc ăn khớp: a
n
= 20
o
Góc nghiêng răng: b≈ 12,84
o
Đường kính vòng chia (vòng lăn):

β
cos
.
1
1
Zm
d
n
=
=
)84,12cos(
24.3
= 72 (mm)
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 11

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
β
cos
.
2
2
Zm
d
n
=
=
)84,12cos(
93.3
= 279 (mm)
Chiều rộng bánh răng: b
1
= 27 (mm); b
2
= 34 (mm)
Khoảng cách trục: A =
5,175
2
27972
2
21
=
+
=
+
dd

(mm)
Đường kính vòng đỉnh răng:
D
e1
= d
1
- 2.m
n
= 72 - 2.3 = 66 (mm)
D
e2
= d
2
- 2.m
n
= 279 - 2.3 = 273 (mm)
Độ hở hướng tâm: c = 0,25. m
n
= 0,25.3 = 0,75
Đường kính vòng chân răng:
D
i1
= d
1
- 2.m
n
- 2.c = 72 - 2.3 – 2.0,75 = 64,5 (mm)
D
i2
= d

2
- 2.m
n
- 2.c = 279 - 2.3 - 2.0,75 = 271,5 (mm)
12. Tính lực tác dụng:
Momen xoắn: M
x
=
n
N.10.55,9
6
=
24,47940
502
52,2.10.55,9
6
=
(Nmm)
- Lực vòng: F
t
=
67,1331
72
24,47940.2.2
==
d
M
x
(N)
- Lực hướng tâm: F

r
=
β
α
cos
.
n
tgP
=
84,12cos
20.67,1331 tg
= 497,12 (N)
- Lực dọc trục: F
a
=
53,303)84,12(.67,1331.
==
tgtgP
β
(N)
II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH
(bánh răng nón)
1. Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện.
- Bánh nhỏ (bánh 1), dự kiến đường kính phôi dưới 100 mm.
Ta chọn thép 45 thường hóa:
σ
bk
= 600 (N/mm
2
) ; σ

ch

= 300 (N/mm
2
) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 200)
- Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300 ÷ 500 mm.
Ta chọn thép 40 được thường hóa.
σ
bk
= 520 (N/mm
2
) ; σ
ch
= 260 (N/mm
2
); HB = 150 – 210 (chọn HB = 170)
2. Xác định ứng suất cho phép.
• ứng suất tiếp xúc cho phép.
[σ]
tx
= [σ]
Notx
. k
N
’
Trong đó:
[σ]
Notx
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng việc lâu dài (N/mm
2

).
Chọn: [σ]
Notx
= 2,6 HB (dựa vào bảng 3-9) - [1]
k
N
’ - Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc.
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
Với:
6
0
'
td
N
N
N
K
=

Trong đó: N
0
– Số chu kỳ cơ sở. Chọn N
0
= 10
7
N
tđ
– Số chu kỳ tương ứng.
N

tđ
= N = 600.u.n.T
Với : T – thời gian làm việc của máy. T = 10
7
giờ
u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng. u = 1
n – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính.
Nên suy ra: N
tđ
= 60.1.502.10
7
= 3,01.10
11
Do N
tđ
> N
0
nên ta chọn k’
N
= 1
Suy ra : [σ]
tx
= [σ]
Notx
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 1:
[σ]
tx1
= [σ]
Notx
= 2,6HB = 2,6.200 = 520 (N/mm

2
)
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 2:
[σ]
tx2
= [σ]
Notx
= 2,6HB = 2,6.170 = 442 (N/mm
2
)
Lấy [σ]
tx
để tính toán = 442 (N/mm
2
)
• Ứng suất uốn cho phép:
Theo công thức 3-6 [1] ta có:
[ ]
σ
N
1
n.k
''
.k
-
σ
=
u
σ
Trong đó: n - Hệ số an toàn n

1
= n
2
= 1,5
k
σ

- Hệ số tập trung ứng suất k
σ
= 1,8
k
N
’’ = 1 (vì N
tđ
≥ N
0
). N
tđ
được tính giống ở trên
σ
-1
– giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng.
Đối với thép ta có: σ
-1
= 0,43.σ
bk
Bánh nhỏ: σ
-1
= 0,43.600 = 258
Bánh nhỏ: σ

-1
= 0,43.520 = 223,6
- Ứng suất uốn của bánh nhỏ: [σ]
u1
=
56,95
8,1.5,1
1.258
=
(N/mm
2
)
- Ứng suất uốn của bánh lớn: [σ]
u2
=
81,82
8,1.5,1
1.6,223
=
(N/mm
2
)
3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K:
Do bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối
xứng so với bánh răng, và bộ truyền có vận tốc thấp nên ta có thể chọn
K = 1,3
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
y

L
=
L
b

do bộ truyền chịu tải nhỏ nên ta chọn y
L
= 0,3 0,33(chọn y
L
= 0,31)
5. Xác định chiều dài nón L:
Theo công thức (3-11) tính sức bền tiếp xúc (bảng 3-10) [1] ta có:
( )
[ ]
3
2
2
6
2
..85,0
.
.
...5,01
10.05,1
.1
n
NK
i
iL
L

tx
L
ψσψ






−
+≥

Trong đó: L – chiều dài nón. (mm)
y
L
– hệ số chiều rộng bánh răng. y
L
= 0,31
i - tỷ số truyền. i = i
nh
= 2,85
n
2
– số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn. n
2
= n
II
= 502 (v/ph)
N – công suất của bộ truyền. N = P
1

= 2,63 (kW).
K – hệ số tải trọng. K = 1,3
Suy ra:
( )
3
2
6
2
502.31,0.85,0
63,2.3,1
.
442.85,2.31,0.5,01
10.05,1
.185,2






−
+≥
L
= 88,49 (mm)
Chọn L = 90 (mm)
6. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng:
Vận tốc vòng của bánh răng nón: CT 3-18 [1]

( )

1.1000.60
..5,01..2
2
1
+
−
=
i
nL
v
L
ψπ
=
( )
185,2.1000.60
1430.31,0.5,01.90.14,3.2
2
+
−
= 3,77 (m/s)
Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác của bánh răng = 7 (theo bảng 3-11) [1]
7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L:
Hệ số tải trọng K được tính theo công thức:
K = K
tt
.K
đ
Trong đó: K
tt
– hệ số tập trung tải trọng.

Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn K
tt
= 1
K
đ
– hệ số tải trọng động.
Tra theo bảng 3-13 [1] ta có: K
đ
= 1,45
Vậy hệ số tải trọng: K = 1.1,45 = 1,45
Ta thấy rằng hệ số tải trọng K được tính chính xác sai lệch nhiều so với trị số đã
chọn sơ bộ (K = 1,3) nên ta phải tính lại chiều dài nón L theo công thức (3-21):

37,93
3,1
45,1
.90.
3
3
===
sb
sb
K
K
LL
(mm)
Lấy L = 94 (mm)
8. Xác định môđun và số răng:
• Môđun bánh răng:
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 14

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
m
s
= (0,02 ÷ 0,03).L = (0,02 ÷ 0,03).94 = 1,88 ÷ 2,82 (mm)
Theo bảng 3-1 [1] ta chọn được môđun trên mặt mút lớn: m
s
= 2,5 (mm)
• Số răng của bánh răng:
25
185,2.5,2
94.2
1.
.2
22
1
≈
+
=
+
=
im
L
Z
s
răng
Z
2
= i.Z
1
= 2,85.25 ≈72 răng

Chọn: Z
1
= 25 răng ; Z
2
= 72 răng.
• Chiều rộng bánh răng: b = ψ
L
.L = 0,31.94 = 29,14 (mm)
Lấy b = 30 (mm)
Tính chính xác chiều dài nón L theo công thức bảng 3- 5 [1].
L = 0,5. m
s
.
2
1
2
2
ZZ
+
= 0,5. 2,5.
22
7225
+
= 95,27 (mm).
Lấy L = 95 (mm)
Môđun trung bình:

( ) ( )
11,2
95

30.5,095
.5,2
.5,0
.
=
−
=
−
=
L
bL
mm
sstb
(mm)
Đường kính trung bình: d
tb1
= m
stb
.Z
1
= 2,11.25 = 52,75 (mm)
d
tb2
= m
stb
.Z
2
= 2,11.72 = 151,92 (mm)
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
- Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo công thức trong bảng 3-5 [1]:

35,0
85,2
11
1
===
i
tg
ϕ
→ ϕ
1
= 19
o
33’
Số răng tương đương của bánh nhỏ:
Z
tđ1
=
)'3319cos(
25
cos
1
1
o
Z
=
ϕ
= 27
- Góc mặt nón lăn bánh lớn (bảng 3-5) [1]
85,2

2
==
itg
ϕ
→ ϕ
2
= 70
o
39’
Số răng tương đương của bánh lớn:
Z
tđ2
=
)'3970cos(
72
cos
2
2
o
Z
=
ϕ
= 217
Theo bảng 3-18 và số răng tương đương ta tìm được hệ số dạng răng:
- bánh nhỏ y
1
= 0,439
- bánh lớn y
2
= 0,517

Theo công thức (3-35) bảng 3-16 [1] ta có ứng suất sinh ra trong chân răng bánh
nhỏ:
bnZmy
NK
tb
u
.....85,0
..10.1,19
2
6
1
=
σ
=
30.1430.25.)11,2.(439,0.85,0
63,2.45,1.10.1,19
2
6
= 40,88(N/mm
2
) < [σ]
u1
=
92,37
Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn:
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
σ
u2
=

517.0
439.0
.88,40.
2
1
1
=
y
y
u
σ
= 24,71 (N/mm
2
) < [σ]
u2
= 82,81 (N/mm
2
)
10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[σ]
txqt
= 2,5[σ]
Notx
. Với (HB ≤ 350)
- bánh 1: [σ]
txqt1
= 2,5.[σ]
Notx1
= 2,5.2,6.HB

1
= 2,5.2,6.200 = 1300 (N/mm
2
)
- bánh 2: [σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
Notx2
= 2,5.2,6.HB
2
= 2,5.2,6.170 = 1105 (N/mm
2
)
Ứng suât tiếp xúc quá tải: được tính theo công thức (3-14, bảng 3-10) [1]
σ
txqt
=
( )
2
3/26
0,85.b.n
.K.N1)(i
.
.0,5.b-L
1,05.10
+
i
=
( )
20,85.30.50

.1,45.2,631)(2,85
.
85,2.0,5.30-95
1,05.10
3/26
+
= 218,47 (N/mm
2
)
Chỉ cần kiển nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn có:
σ
txqt
= 218,47 (N/mm
2
) < [σ]
txqt2
= 1105 (N/mm
2
)
 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Ta tính theo công thức 3-46 [1],do co HB ≤ 350:
[σ]
uqt
= 0,8.σ
ch
Bánh 1: [σ]
uqt1
= 0,8.300 = 240 (N/mm
2
)

Bánh 2: [σ]
uqt2
= 0,8.260 = 208 (N/mm
2
)
Điều kiện quá tải khi chịu uốn:
σ
uqt1
= σ
u1
.K
qt
= 40,88.2 = 81,76 (N/mm
2
)

≤ [σ]
uqt1
= 240 (N/mm
2
)
σ
uqt2
= σ
u2
.K
qt
= 24,71.2 = 49,42 (N/mm
2
)

≤ [σ]
uqt2
= 208 (N/mm
2
)
⇒ Các bánh răng đủ bền khi chịu ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải.
11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Môđun mặt mút lớn: m
s
= 2,5 (mm)
Số răng: Z
1
= 25 ; Z
2
= 72
Chiều dài răng: b = 30 (mm)
Chiều dài nón: L = 95 (mm)
Góc ăn khớp: α = 20
o
Góc mặt nón chia(cũng là góc mặt nón lăn):
ϕ
1
= 19
o
33’ ; ϕ
2
= 70
o
39’

Đường kính vòng chia (vòng lăn):
d
1
= m
s
.Z
1
= 2,5.25 = 62,5 (mm)
d
2
= m
s
.Z
2
= 2,5.72 = 180 (mm)
Đường kính vòng đỉnh:
D
e1
= m
s
.(Z
1
+2.cosϕ
1
) = 2,5.(25+2.cos(19
o
33’)) = 67,21 (mm)
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
D

e2
= m
s
.(Z
2
+2.cosϕ
2
) = 2,5.(72+2.cos(70
o
39’)) = 181,66 (mm)
12. Các lực tác dụng:
Momen xoắn: M
x
=
n
N.10.55,9
6
=
99,17563
1430
63,2.10.55,9
6
=
(Nmm)
 Đối với bánh nhỏ:
- Lực vòng: F
t1
=
tb
x

d
2.M
=
1
tb
x
.Zm
2.M
=
93,665
25.11,2
99,17563.2
=
(N)
- Lực hướng tâm: F
r1
= P
1
.tgα.cosϕ
1
= 665,93.tg(20
o
).cos(19
o
33’) = 228,41 (N)
- Lực dọc trục: F
a1
= P
1
.tgα.sinϕ

1
= 665,93.tg(20
o
).sin(19
o
33’) = 81,11 (N)
 Đối với bánh răng lớn:
- Lực vòng: F
t2
= F
t1
= 665,93 (N)
- Lực hướng tâm: F
r2
= F
a1
= 81,11 (N)
- Lực dọc trục: F
a2
= F
r1
= 228,41 (N)
Chương III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.
I. THIẾT KẾ TRỤC:
1. Chọn vật liệu:
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt
luyện được và dễ gia công. Thép cacbon và hợp kim là vật liệu chủ yếu để chế
tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép 45(thường

hóa) có giới hạn bền σ
b
= 600 (N/mm
2
).
2. Tính thiết kế trục về độ bền:
2.1 Tính sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức (7-2) ta có đường kính sơ bộ của trục:

3
.
n
N
Cd
sb
≥
Trong đó: d
sb
– đường kính sơ bộ của trục.
N – công suất bộ truyền
n – số vòng quay trong 1 phút của trục
C – hệ số tính toán, phụ thuộc [τ]
x
; ta lấy C = 120 để tính đường kính
đầu trục và trục truyền chung của hộp giảm tốc.
Trục I: N = 2,63 (kW)
n = 1430 (vg/ph)
⇒ d
1
=

3
1430
63,2
.120
= 14,70 (mm) ; lấy d
1
= 15 (mm) ⇒ B
1
= 13
Trục II: N = 2,52 (kW)
n = 502 (vg/ph)
⇒ d
2
=
3
502
52,2
.120
=20,55 (mm); lấy d
2
= 25 (mm) ⇒B
2
= 17
Trục III: N = 2,42 (kW)
n = 130 (vg/ph)
⇒ d
3
=
3
130

42,2
.120
= 31,08 (mm) lấy d
3
= 35 (mm) ⇒ B
3
= 21

2.2 Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặc lực:
Các kích thước liên quan đến chiều dài trục:
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay: k
1
= 12
- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k
2
= 7
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k
3
= 15
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h
n
= 17
Chiều dài được tính theo công thức trong bảng 10.4 [2]
Ta có:
Trục I:
- chiều dài mâyơ bánh răng côn: l
m13
= 1,3.d
1

=1,3.15 = 19,5 (mm)
- chiều dài mâyơ nữa khớp nối (nối trụ vòng đàn hồi):
l
m12
= 2.d
1
= 2.15 = 30 (mm)
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 18