Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn dùng cho băng tải

Thuyết minh đồ án chi tiết máy

MỤC LỤC
PHẦN I:TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ .................................. 5
I. Tính chọn động cơ điện. ........................................................................................... 5
4. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ: ..................................... 9
4.1 Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ: ............................................................... 9
II. Phân phối tỉ số truyền. ........................................................................................... 10
III. Xác định các thông số trên các trục. ..................................................................... 12
PHẦN 2:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG ...................... 14
I. Thiết kế bộ truyền đai. ............................................................................................ 14
II. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp. ............................................................ 17
II. Kiểm tra điều kiện bôi trơn, chạm trục và sai số vận tốc. ....................................... 42
Vậy sai số vận tốc thỏa mãn điều kiện làm việc . ....................................................... 45
PHẦN III:THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI ........................................................ 45
I. Tính toán thiết kế trục ............................................................................................. 45
2. Tính thiết kế trục.................................................................................................... 46
2.1. Tải trọng tác dụng lên trục .................................................................................. 46
2.2. Tính sơ bộ đường kính trục ................................................................................. 49
2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ....................................... 50
2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục ................................................. 53
3. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi .................................................................... 62
II. TÍNH CHỌN THEN ............................................................................................. 70
1. Tính then trục I ...................................................................................................... 71
2. Tính then cho trục II .............................................................................................. 72
3. Tính then cho trục III ............................................................................................. 73
III. Tính chọn ổ lăn .................................................................................................... 74
1. Tính chọn ổ cho trục I ............................................................................................ 74
PHẦN 4 : CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỊ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP
TRONG HỘP. ........................................................................................................... 86
I. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc .................................................................................. 86

II. Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp ................................................. 89
III. Bôi trơn ổ lăn và hộp giảm tốc ............................................................................. 92

Page 1


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Lời Nói Đầu
Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo
định hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan
trọng. Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế
sức lao động của con người. Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế
đòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều. Là sinh viên khoa: Cơ
Khí Chế Tạo Máy em thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình
được tiếp thu từ thầy cô.
Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng
trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên nắm bắt và đúc kết được
những kiến thức cơ bản của môn học. Môn học Thiết kế sản phẩm với CAD là
một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về thiết kế các chi tiết máy có công dụng
chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt
động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng
vào việc thiết kế máy, vì vậy Thiết Kế Đồ án Môn Học Thiết kế sản phẩm với
CAD là công việc quan trọng và rất cần thiết
Đề tài thiết kế của nhóm em được thầy:
Ths. Lê Xuân Hưng giao cho là thiết kế trạm dẫn động băng tải. Với những kiến
thức đã học trên lớp, các tài liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ tận tình của
thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn, nhóm em đã hoàn
thành được đồ án này.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều

nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót.Em rất mong được sự chỉ
bảo của các thầy, cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của em được
hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này.
Nhóm em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tình
giúp đỡ chúng em đặc biệt là thầy : Ths. Lê Xuân Hưng
Thái Nguyên, ngày

tháng

năm 2015

Sinh viên:
Bế Quốc Chung
Lê Văn Chung
Page 2


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Phạm Quang Chung

Tài liệu tham khảo
[I]. Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập I
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục – 2005
[II]. Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập II
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục – 2001
[III]. Chi Tiết Máy – Tập 1, 2.
Nguyễn Trọng Hiệp - Nhà xuất bản Giáo dục - 2006
[IV]. Tập bản vẽ chi tiết máy
Nguyễn Bá Dương - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc Phong.
Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp - 1978

Page 3


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Page 4


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
PHẦN I:
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
I. Tính chọn động cơ điện.
1.Chọn kiểu loại động cơ điện:
Việc chọn một loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay rất đơn giản song
chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc yêu cầu, phù
hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế… Để chọn được động cơ phù hợp ta phải
dựa vào đặc điểm của chúng. Hiện nay trên thị trường có các loại động cơ điện sau:

Hình 1.1 : Phân loại các dạng động cơ điện
* Động cơ điện một chiều có đặc điểm:
- Ƣu điểm:
+ Có thể thay đổi trị số mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng.
+ Đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng.
- Nhƣợc điểm:
+ Giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu
- Phạm vi sử dụng:
+ Được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy,máy trục.....
* Động cơ điện xoay chiều một pha:
- Đặc điểm: Có công suất nhỏ.

- Phạm vi sử dung: Chỉ phù hợp cho các thiết bị gia đình.
Page 5


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
* Động cơ xoay chiều 3 pha (Được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp):
* Động cơ ba pha đồng bộ:
- Ƣu điểm:
+ Hiệu suất và cosφ cao, hệ số tải lớn.
- Nhƣợc điểm:
+ Thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thêm thiết bị phụ để
khởi động động cơ.
- Phạm vi sử dụng:
+ Chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) khi cần đảm
bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.
* Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây cuốn:
- Ƣu điểm:
+ Cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng điện mở
máy thấp.
- Nhƣợc điểm:
+ Hệ số cosφ thấp, giá thànhđắt, vận hành phức tạp.
- Phạm vi sử dụng:
+ Chỉ thích hợp trong phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây
chuyền công nghệ đã được lắp đặt.
*Động cơ bap ha không đồng bộ rôto ngắn mạch:
- Ƣu điểm:
+ Kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể nối trực tiếp vào lưới điện ba pha
không cần biến đổi dòng điện.
- Nhƣợc điểm:
+ Hiệu suất và hệ số công suất cosφ thấp so với động cơ bap ha đồng bộ,

không điều chỉnh được vận tốc.
 Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta chọn:
Động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch (lồng sóc).

Page 6


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
2.Tính công suất và số vòng quay của động cơ:
Động cơ được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn điều
kiện:

Pdc ≥ Pct nđb ≈ nsb

+ Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

P

ct



Pt



Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ.
Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác.
Trường hợp tải thay đổi: công suất tính toán là công suát làm việc trên trục máy công tác:

Pt  Plv



 



2
ct
p  t
i  i

pct  tck
lv 



F .v
1000



 



2
ct
p  t

i  i

pct  tck
lv 



8000.2
1.0, 4  0, 42.0,3  0,52.0,3  11, 27( kw)
1000

Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đênn bang tải bị hao mòn khi đi qua
khớp nối, hai cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc, bốn cặp ổ lăn. Do vậy, hiệu
suất chung của hệ thống dẫn động là:

  k .brC .btT .ol4 .d
Trong đó:

brC : Hiệu suất của một cặp bánh răng côn ăn khớp.

btT : Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ ăn khớp.

ol

: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.

k

: Hiệu suất của khớp nối.

d

: Hiệu suất của bộ truyền đai

Tra hiệu suất trong Bảng2.3[I] ta được:


`

Bỏnh răng trụ

Ổ lăn

Bỏnh răng cụn

0,97

0,993

0,96

Khớp nối
1

Đai
0,95

Page 7

Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động

  k .brC .btT .ol4 .d  1.0,96.0,97.0,9934.0,95  0,86
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:

Pct 

11, 27
 13,1(kw)
0,86

+ Số vòng quay của trục máy công tác là: nlv
nlv 

60000.v 60000.2

 84,93(vg / ph)
.D
3,14.450

Trong đó: v là vận tốc vòng của băng tải (m/s)
D là đường kính của băng tải (mm)
+Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định theo công thức:
nđb 

60 f
P

Trong đó : f là tần số của mạng điện xoay chiều. (f = 50 Hz)

p là số đôi cực (p = 2).
Ta thấy số vòng quay của động cơ không đồng bộ càng thấp thì kích thước và giá
thành càng cao. Tuy nhiên dùng động cơ có vận tốc càng cao thì lại yêu cầu giảm tốc
nhiều tức là tỷ số truyền của toàn hệ thống tăng lên dẫn đến kích thước giá thành của
các bộ truyền tăng lên. Ta chọn sơ bộ vòng quay đồng bộ của động cơ:
nđb=1500(v/ph) tương ứng với số vòng quay kể cả sự trượt 3% là 1445(v/ph).
Khi này tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống được xác định:
usb 

ndb 1455

 17,13
nlv 84,93

Tra theoBảng 2.4[I] tỷ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc côn trụ và bộ truyền đai
uh= (8 ÷ 31.5)
dai
und
 (1.5  4)

 und
 (12 126)

Ta thấy usb nằm trong khoảng trên . Vậy tốc độ động cơ nđb= 1500(v/ph) là thỏa mãn.
3.Chọn động cơ:
Qua các bước trên ta đã xác định được:
Page 8


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thỏa mãn những điều
kiện trên.
Để chọn động cơ ta tra bảng Phụ lục P1.1;P1.2;P1.3[I]. Từ đó, ta chọn động cơ:
4A160S4Y3 có các thông số sau:

Công suất

Kiểu động cơ

(KW)

4A160S4Y3

15

Tốc độ
quay

Cos

%

Tmax
Tdn

Tk
Tdn

0,88

89

2,2

1,4

(v/ph)
1460

4. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:
4.1 Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ:
Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức cản của
hệ thống. Vậy:
dc
Pmm
 Pbddc (KW). Trong đó:
dc
Pmm
là công suất mở máy của động cơ (KW)

Pbddc là công suất ban đầu trên trục động cơ

Với:

dc
dc
Pmm
 K mm Pdm

K mm 

Tk
Là hệ số mở máy của động cơ
Tdn

Kbd là hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng).
Từ các công thức trên ta tính được:
dc
dc
Pmm
 K mm .Pdm


Tk
dc
.Pdm
 1, 4.15  21( KW)
Tdn

Pbddc  Kbd .Plvdc  1,3.13,1  17, 03( KW)

Ta thấy:
dc
Pmm
 Pbddc .

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc đặt ra.
4.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Điều kiện quá tải :
Page 9

Thuyết minh đồ án chi tiết máy
dc
Pmax
 Pqtdc

Trong : Pmaxdc: công suất lớn nhất cho phép của động cơ (kw).
dc
Pmax


Tmax dc
.Pdm  2, 2.15  33(kw)
Tdn

Pqtdc : công suất đặt lên trục động cơ khi quá tải , chính là công suất trên trục động cơ
có giá trị lớn nhất trong sơ đồ tải .

Pqtdc  Plvdc  13,1(kw)
Vậy ta có :
dc
Pmax
 15  Pqtdc  13,1

Vậy động cơ đã chọn phù hợp với điều kiện quá tải với động cơ .
II. Phân phối tỉ số truyền.
1. Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:

U 

ndc 1460

 17,19
nlv 84,93

Trong đó:
ndc là số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph).
nlv là số vòng quay của trục công tác (v/ph).
Ta có:
U   U h .U d

Với :Ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai
U d  (0,15  0,1)U   0,15.17,19  1,6

Với : uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
Uh 

U  17,19

 10, 7
Ud
1, 6

uh= u1.u2
u1, u2 là tỷ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm.
2.Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
Hệ dẫn động hộp giảm tốc gồm 2 cấp bánh răng.

Page 10

Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Ft
6
5

4
3
1

2
Hình 1.2 Sơ đồ hệ dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc côn trụ

2.1 Tỉ số truyền của cấp chậm.
Với mong muốn nhận được chiều cao của hộp giảm tốc nhỏ nhất vì vậy ta sẽ tính tỉ số
truyền bộ truyền bánh răng cấp chậm u2 theoCông Thức 1.24 [VI]. Ta có tỉ số truyền
của cấp chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ):

u2  1, 073 3

 ba 2 .uh
kbe (1  0,5kbe ) 2

Trong đó: kbe là hệ số chiều rộng vành bánh răng côn. (kbe = 0,25 ÷ 0,3)
ψba2 là hệ số chiều rộng bánh răng trụ. ( ψba2= 0,3 ÷ 0,4)
Nhằm đạt được mục đích trên ta tiến hành chọn kbe và ψba2theo các giá trị tối ưu, ta
được:
kbe = 0,3 và ψba2 = 0,4.
Khi đó Công thức 1.24[VI] trở thành Công thức 1.25[VI]:

u2  1,32. 3 uh  1,32. 3 10,7  2,9
2.2 Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn):
u1 

uh 10, 7

 3, 69
u2
2,9

Page 11


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
III. Xác định các thông số trên các trục.
1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph):
- Tốc độ quay của trục I:
nI 

ndc 1460

 912,5(v / ph).
ud
1, 6

- Tốc độ quay của trục II:
nII 

nI 912,5


 247, 29(v / ph).
u1
3, 69

- Tốc độ quay của trục III:
nIII 

nII 247, 29

 85, 27(v / ph).
u2
2,9

- Tốc độ quay của trục công tác:
nct 

nIII 85, 27

 85, 27(v / ph).
u3
1

2. Tính công suất danh nghĩa trên các trục (KW).

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

Plvct
P 
 13,1( KW ).

u
dc
lv

- Công suất danh nghĩa trên trục I:

PI  Plvdc .d .ol  13,1.0,95.0,993  12,36( KW )
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
PII  PI .btC .ol  12,36.0,96.0,993  11,78( KW )

- Công suất danh nghĩa trên trục III:

PIII  PII .btT .ol  11,78.0,97.0,993  11,35( KW )
- Công suất danh nghĩa trên trục CT:

Pct  PIII .k .ol  11,35.1.0,993  11, 27( KW )
3. Tính mômen xoắn trên các trục (N.mm)
- Mômen xoắn trên trục động cơ:

Page 12


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
9,55.106.Pdc 9,55.106.13,1

 85688,36( N .mm)
ndc
1460

Tdc 

- Mômen xoắn trên trục I:
TI 

9,55.106.PI 9,55.106.12,36

 129356, 71( N .mm)
nI
912,5

- Mômen xoắn trên trục II:
9,55.106.PII 9,55.106.11, 78
TII 

 454927, 41( N .mm)
nII
247, 29

- Mômen xoắn trên trục III:
9,55.106.PIII 9,55.106.11,35

 1271168, 05( N .mm)
nIII
85, 27

TIII 

- Mômen xoắn trên trục CT:

TCT 

9,55.106.Pct 9,55.106.11, 27

 1262208, 28( N .mm)
nct
85, 27

4. Lập bảng số liệu tính toán:
Các kết quả tính toán trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này, ta
lập bảng thống kê các kết quả tính toán đó như trong bảng 1.1 sau đây:
Bảng 1.1: Các kết quả tính toán động lực học trục.
Thông sốTrục

Tốc độ quay
(v/ph)

Trục động cơ

Tỉ số truyền

1460

Công suất (KW)

Mômen xoắn
(Nmm)

13,1

85688,36

12,36

129356,71

11,78

454927,41

11,35

1271168,05

11,27

1262208,28

1,6
Trục I

912,5
3,69

Trục II

247,29
2,9

Trục III

85,27

Trục CT

85,27

1

Page 13


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
PHẦN 2:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
I. Thiết kế bộ truyền đai.
1. Chọn đai .
Dựa vào công suất động cơ, số vòng quay P = 15 (kw) , n = 1460 (v/ph) làm việc
của động cơ ta chọn đai làm việc cho động cơ là : (Đai hình thang hẹp)
Ký hiệu

Kích thước tiết diện (mm2)

bt

b

h

yo

Diện

Đường

Chiều

tích tiết

kính

dài giới

diện A,

bánh đai

hạn l,

(mm)

nhỏ d1,

(mm)

(mm)
YA

11

13

10

2,8

95

90 - 250

800 4500

2. Các thông số của bộ truyền đai.
Ta chọn d1 = 224 (mm).
d 2  d1.u.(1   )
 d 2  224.1.6.(1  0, 02)  351, 23(mm)

Trong đó :
u : là tỉ số truyền của bộ truyền đai
ɛ : hệ số trượt : ɛ = 0,01 ÷ 0,02.
Tra bảng 4.21 . Các thông số của bánh đai hình thang .
Ta có : d2 = 355(mm).
Vận tốc đai .

v

 .d1.n1
60000



 .224.1460
60000

 17,1(m/ s)

Đối với đai thang hẹp v < vmax=40 (m/s)
Thỏa mãn điều kiện .
Tỉ số truyền thực tế.

Page 14


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
ut 

d2
355

 1, 62
d 1.(1   ) 224.(1  0, 02)

Độ sai lệch tỉ số truyền.

u  (

ut  u
).100  1, 25 0  4 0
0
0
u

Khoảng cách trục a.
Giá trị a được tính cần thỏa mãn điều kiện :

0.55.(d1  d 2 )  h  a  2(d1  d 2 )
 0.55.(224  355)  10  a  2(224  355)
 328.45  a  1158
Vậy ta chọn a = d2 = 355 (mm).
Chiều dài l .

l  2.a 

 (d1  d 2 ) (d 2  d1 ) 2
2



4.a
 .(224  355) (355  224) 2
 l  2.355 

2
4.355
 l  1631,1(mm)
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 1800 (mm).
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ.

v
 imax  10
l

17,1
i
 9, 5  10
1,8
i

Vậy đai được chọn thỏa mãn điều kiện làm việc.
Dựa vào công thức [4.6] , ta xác định lại khoảng cách trục a theo chiều dài l .
a

   2  8 2
4

Trong đó :

 l

 .(d1  d 2 )
2



d

2

 1800 

3,14.(224  355)
 890,5

2

 d1
 65, 5
2

Vậy ta có a = 440 (mm).
Xác định số đai z .
Page 15


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
z

P1. K d
 4.16
P0 .C .C1.Cu .C z
Trong đó :
P1 : công suất trên trục bánh đai chủ động (kw).
P0 : công suất cho phép (kw), được xác định bằng thực nghiệm . bảng [4.20].

Với v = 17,1 (m/s), d1 = 224 (mm), loại đai YA => P0 = 10,3
Kd : hệ số tải trọng động , bảng [4.7].
Cα : trị số của hệ số ôm .

α

Góc ôm :

= 180 – 57( d2 – d1) = 1760> 1200

Vậy Cα = 1 – 0,0025(180 - α) = 0,99
Trị số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền Cu : tra bảng [4.17] với u = 1,6
Vậy Cu = 1,11
Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ dài đai Cl :
Với

l/l0 = 1 => Cl = 1

bảng [4.16].

Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng Cz .
Với P1/[P0] = 1,27

=> Cz = 1

 Z=2
Chiều rộng của đai : B = (z -1).t +2e =35 (mm).
Đường kính ngoài của đai : da = d + 2h0 = 224 + 2.3 =230 (mm).
Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .
-

Lực căng trên một đai
F0 

780.P1.kd
v.c .z

Trong đó :
Fv : lực căng do lực ly tâm gây ra .

Fv = qm . v2

bảng [4.20].

Tra bảng [4.22] ta có qm = 0,118 (kg/m).
Vậy Fv = 34,5 (N) => F0 = 377,23 (N)
-

Lực tác dụng lên trục.

Page 16


Thuyết minh đồ án chi tiết máy


Fr  2 F0 .z.sin( )
2
 Fr  2.377, 23.2.sin 88
 Fr  1508(N)

II. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp.
1. Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ.
Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu
nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng.
- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn
đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.
H1  H 2  10  15  HB

- Dựa vào Bảng 6.1 [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn:

Cặp bánh răng côn:

Loại bánh

Bánh nhỏ
Bánh lớn

Nhiệt luyện
Thép 45 – tôi
cải thiện
Thép 45 – tôi
cải thiện

Độ rắn

Giới hạn bền

 b (MPa)

Giới hạn chảy
 ch

(MPa)

HB 241…285

850

580

HB 192…240

750

450

Bánh nhỏ: Chọn độ rắn HB1=250 (HB).
Bánh lớn: Chọn độ rắn HB2=240 (HB).

Page 17


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Cặp bánh răng trụ:
Loại bánh

Giới hạn bền

Giới hạn chảy

 b (MPa)

 ch (MPa)

HB 192…240

750

450

HB 170…217

600

340

Nhiệt luyện
Thép 45 – tôi

Bánh nhỏ

cải thiện
Thép 45

Bánh lớn

thường hóa

Độ rắn

Bánh nhỏ: Chọn độ rắn HB3=220 (HB).
Bánh lớn: Chọn độ rắn HB4=210 (HB).
2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép xác định theo các
công thức sau:
[ H ] 
[ F ] 

 Ho lim
SH

 Fo lim
SF

Z RVV K XH K HL

(1)

YRYS K XF K FC K FL (2)

Trong đó: ZR – Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc.
ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
KXH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
YS - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền
uốn.
Chọn sơ bộ: ZRZVKXH = 1 và YRZSKXF =1 nên các công thức (1), (2) trở thành:
 Ho lim
[ H ] 
K HL (3)
SH
[ F ] 

 Fo lim
SF

K FC K FL (4)

Trong đó:

 Ho lim ,  Fo lim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng

với số chu kì cơ sở.
Page 18


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là
thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên:

 H0 lim1  2HB1  70 (MPa)
 F0 lim1  1,8.HB1 (MPa)
Vậy:
 Trong bộ truyền bánh
 răng côn:
Bánh nhỏ: Chọn độ rắn HB1=250 (HB).

 H0 lim1  2HB1  70  2.250  70  570( Mpa)

 F0 lim1  1,8.HB1  1,8.250  450(Mpa)
Bánh lớn: Chọn độ rắn HB2=240 (HB).

 H0 lim2  2HB2  70  2.240  70  550( Mpa)

 F0 lim2  1,8.HB2  1,8.240  432(Mpa)
 Trong bộ truyền bánh răng trụ:
Bánh nhỏ: Chọn độ rắn HB3=220 (HB).

 H0 lim3  2HB3  70  2.220  70  510( Mpa)

 F0 lim3  1,8.HB3  1,8.220  396(Mpa)
Bánh lớn: Chọn độ rắn HB4=210 (HB).

 H0 lim4  2HB4  70  2.210  70  490( Mpa)
 F0 lim4  1,8.HB4  1,8.210  378(Mpa)
 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.
Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)
 KFC = 1
 KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng, được xác định theo công thức sau:

Page 19


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
K HL  mH

N HO
N HE

K FL  mF

(5)

;

N FO
N FE

(6)

Với: mH, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6
- NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
2,4
N HO  30 H HB

(HHB – Độ rắn Brinen)

- Bộ truyền bánh răng côn:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB1=250
bánh lớn HB2=240, khi đó:
NHO1 = 30.2502,4 = 1,71.107
NHO2 = 30.2402,4 = 1,55.107
- Bộ truyền bánh răng trụ:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB3 = 220 ; bánh lớn HB4 = 210, khi đó:
NHO3 = 30.2202,4 = 1,26.107
NHO4 = 30.2102,4 = 1,12.107
- NFO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Với tất cả các loại thép thì: NFO = 4.106
- NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Vì ở đây bộ truyền chịu tải động thay đổi, nên theo [I] thì:

NHE = 60.c. (Ti / Tmax )3 .ni .ti Theo(6.7 ).[1]
NFE = 60.c. (Ti / Tmax )mF .ni .ti Theo(6.8 ).[1]
Với: c, n, t lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Ta có: c=1

2

t  11.0,8.365.24. (1.0, 4  0, 43.0,3  0,53.0,3)  23126, 4(h)
3
Trong bộ truyền bánh răng côn:

NHE2=60.c. (Ti / Tmax )3 .ni .ti = 60.1.912,5/3,69.23126,4( 13.0, 4  0, 43.0,3  0.53.0,3 )
Page 20


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
= 15,67.10 7 >1,71.10 7
Vậy NHE> NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính
Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền KHL = 1
Trong bộ truyền bánh răng trụ:

NHE3=60.c. (Ti / Tmax )3 .ni .ti = 60.1.85,27/2,9.23126,4( 13.0, 4  0, 43.0,3  0.53.0,3 )
=1,86.10 7 > 1,26.10 7
Vậy NHE> NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính
Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền KHL = 1
SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với
vật liệu đã chọn thì: SH = 1,1; SF = 1,75
Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.
- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):

 H 1  
 F1  

 H0 lim1

 F0 lim1

 H 2  
 F 2  

SH
SF

.K HL1 

.K FC .K FL1 

 H0 lim2
SH

 F0 lim 2
SF

570
.1  518,18( Mpa).
1,1
450
.1.1  257,14( Mpa).
1, 75

.K HL 2 

550
.1  500( Mpa).
1,1

.K FC .K FL 2 

432
.1.1  246,86( Mpa).
1, 75

Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. Dù bánh răng côn răng
thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn song năng
suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp.
Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:

 H 1    H 2   500(Mpa). Vì  H 1    H 2  .
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

 H 1 max  2,8. ch1  2,8.580  1624(Mpa).
 H 2 max  2,8. ch 2  2,8.450  1260(Mpa).
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB<350) là:

 F1 max  0,8. ch1  0,8.580  464(Mpa).
Page 21


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

 F 2 max  0,8. ch2  0,8.450  360(Mpa).
- Bộ truyền bánh răng trụ (cấp chậm):

 H 3  
 F 3  

 H0 lim3
SH

 F0 lim3
SF

510
.1  463, 64( Mpa).
1,1

.K FC .K FL3 

 H 4  

 H0 lim 4

 F 4  

 F0 lim 4

SH
SF

.K HL 3 

396
.1.1  226, 29( Mpa).
1, 75

490
.1  445, 45( Mpa).
1,1

.K HL 4 

.K FC .K FL 4 

378
.1.1  216( Mpa).
1, 75

Với bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ rằng nghiêng thì :
Ứng suất tiếp xúc cho phép là :

 H  ' 

 H 3    H 4   463,64  445, 45  454,55Mpa
2

2

Ta thấy  H  ' thỏa mãn điều kiện:

 H  '  1, 25 H min

 1, 25. H 4   556,81Mpa

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

 H max  2,8. ch 4  2,8.340  952Mpa.
'

-

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

 F 3 max  0,8. ch3  0,8.450  360(Mpa).
 F 4 max  0,8. ch4  0,8.340  272(Mpa).
3. Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh).
a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, đƣợc xác định theo độ
bền tiếp xúc).

Công thức thiết kế có dạng :
Re  K R u12  1. 3

T1.K H 

(1  K be ).K be .u1. H 

2

(7)

Trong đó:
Page 22


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
- KR = 0,5Kd – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền

cấp nhanh là truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép nên:

kd  100MPa1/3
 KR = 0,5Kd = 0,5.100 MPa1/3 = 50 MPa1/3
KH

- Hệ số kể đến sự phận bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

bánh răng côn,tra bảng 6.21;
- Kbe – Hệ số chiều rộng vành răng.

Kbe 

b
 0, 25...0, 3
Re

Trong các bước tính ở trên ta đã chọn Kbe = 0,3 (vì ta mong muốn nhận được
chiều cao của hộp giảm tốc là nhỏ nhất )
Từ đó =>

Kbe.u1 0,3.5, 04

 0,9.
2  Kbe
2  0,3

Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu [I], trục lắp trên ổ bi, độ rắn
mặt răng HB < 350, loại răng là răng thẳng nên theo [I], bảng 6.21 – Trị số của các hệ số
phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền bánh răng côn,

ta có : K H   1,34.
- T1 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động.
T1 = 80847,95

(Nmm)
(N.mm)

-  H  là ứng suất tiếp xúc cho phép.

 H   500(Mpa).
Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:

Re  50. 3, 692  1. 3

129356, 71.1,34
 184, 2mm.
(1  0,3).0,3.3, 69.5002

b)Xác định các thông số ăn khớp
- Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ):
Ta có: de1  K d 3

T1K H 
(1  Kbe ) Kbe .u1[ H ]2

(8)

Theo(7)

Page 23

Thuyết minh đồ án chi tiết máy
 de1 

K d .Re
KR . u 1
2



2.Re
u 1
2



2.184, 2
3, 692  1

 96,36mm.

Kết hợp de1 = 96,36 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền
u1 = 3,69, tra bảng 6.22, [I]
ta được số răng Z1p = 19.
Vì độ rắn mặt răng H1,H2< HB =350 :
 Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 30,4
=>Lấy z1 =30
 Xác định đường kính trung bình dm1 và môđun trung bình
Đường kính trung bình: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (9)

= (1- 0,5.0,3).96,36 = 81,9(mm)
Môđun trung bình: mtm 
 mtm 

d m1
Z1

(10)

d m1 81,9

 2,73(mm)
z1
30

 Xác định môđun
Môđun mặt mút lớn của bánh răng côn răng thẳng theo công thức (6.56), [I] ta có:
mte 

mtm
2,73

 3, 21mm
1  0,5.Kbe 1  0,5.0,3

Từ bảng 6.8 [I]: Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn mtetheo giá trị tiêu chuẩn
mte = 3.
Từ mte = 3 ta tính lại mtm suy từ công thức trên và dm1 suy từ công thức (10).
Ta có:mtm=(1-0,5.0,3).3 =2,55(mm)
Z1 

d m1 81,9

 32,11.
mtm 2,55

Vậy Z1 = 32 răng
 Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia
- Số răng bánh lớn: Z2= u1.Z1 = 3,69.32,11 = 118,48 Lấy Z2 = 119 răng.
=> Tỷ số truyền thực tế:

u

Z 2 119

 3, 7
Z1
32
Page 24


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
- Góc côn chia: 1  arctan(

Z1
32
)  arctan(
)  1503'
Z2
119

 2  90  1  90  1503'  74057'
Ta chọn hệ số dịch chỉnh đều: x1 = 0 ;x2 = 0
Chiều dài côn ngoài thực:
Re  0,5.mte . Z12  Z22  0,5.3. 252  1252  193,54mm

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:
 H  Z M Z H Z .

2.T1 K H u12  1
  H 
0,85.bd m21.u1

(11)

Trong đó:
- ZM:

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Tra bảng 6.5, [I],)

Vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn
ZM = 274 MPa1/3.
- ZH:

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của ZH được tra trong

bảng 6.12, [I]
Tra bảng 6.12, [I] với x1 + x2 = 0, góc nghiêng  =  m = 0 ta có ZH = 1,76
- Zε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

Vì ở đây thiết kế bánh răng côn răng thẳng, nên theo công thức 6.59a [I], ta có

Z 

4  
3

Với: εα Là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau:


1

1 



1

1 

  1,88  3, 2(  )  .cos m  1,88  3, 2( 
)  .cos00  1, 75
Z
Z
32
119



1

2 
 Z 

4  1, 75
 0,87.
3

- KH:

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H  K H  .K H .K HV

Trong đó:

Page 25