Tính toán thiết kế hộp giảm tốc

Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

MỞ ĐẦU !
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương
trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về
kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chi
tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , các
tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là
kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo
phôi,dung sai….
Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biến
đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của
máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng
hoàn thành đồ án môn học này.
Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:
_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc.
_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục.
_ Cách xác định thông số của then.
_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các
chi tiết có liên quan.
_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh
_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia
truyền động
Mục Lục

MỞ ĐẦU !...................................................................................................1
Mục Lục.......................................................................................................1

PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC.....................................................................5
I.Chọn động cơ:.......................................................................................5
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ :.................................5
1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :..............................5
1.3. Chọn động cơ...............................................................................6
II. Phân phối tỷ số truyền........................................................................6
SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
1


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :.............................6
2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :.................................6
III. Xác định các thông số trên các trục :...............................................6
3.1 Số vòng quay.................................................................................6
3.2 Công suất trên các trục.................................................................7
3.3 Tính momen xoắn trên các trục....................................................7
3.4 Bảng thông số động học...............................................................7
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY..............................8
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH.................................................................8
1.1Chọn loại xích................................................................................8
1.2.Chọn số răng đĩa xích...................................................................8
1.3.Xác định bước xích p....................................................................8
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG
THẲNG.................................................................................................12
2.1. Chọn vật liệu bánh răng:...........................................................12
2.2.Xác định ứng suất cho phép.......................................................13

2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép
[σF]....................................................................................................13
2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải.................................................14
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục..............................................15
2.4 Xác định các thông số ăn khớp..................................................15
2.4.1.Xác định môđun pháp m:........................................................15
2.4.2.Xác định số răng......................................................................15
2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học.....................16
2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.............................................16
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc....................................16
2.6..2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn ........................................17
SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
2


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:...............................18
2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng19
III. CHỌN KHỚP NỐI.........................................................................20
3.1. Mô men xoắn cần truyền...........................................................20
3.5. Lực tác dụng lên trục.................................................................21
IV. TÍNH TRỤC...................................................................................21
4.1. Tính sơ bộ đường kính trục.......................................................21
4.1.1. Chọn vật liệu...........................................................................21
4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục....................................................22
4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng............................22
4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực..22

4.3.1. Với trục I.................................................................................23
4.3.2. Với trục II................................................................................23
4.4. Sơ đồ lực chung.........................................................................25
4.5 Tính thiết kế trục.........................................................................25
4.5.1. Tính sơ bộ trục I.....................................................................25
4.5.2.Tính chi tiết trục II...................................................................27
4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.............................30
V. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN..................................33
5.1. Chọn ổ lăn cho trục I.................................................................33
5.2.Chọn ổ lăn cho trục II.................................................................33
5.2.1.Chọn loại ổ lăn.........................................................................33
5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn.............................................................33
5.2.3. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ
chặn...................................................................................................34
5.2.4. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động...........................34
5.2.5.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh.......................................34
SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
3


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

PHẦN 3: KẾT CẤU VỎ HỘP.................................................................35
I.VỎ HỘP..............................................................................................35
1.1Tính kết cấu của vỏ hộp...............................................................35
1.2 Kết cấu nắp hộp..........................................................................35
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC..........................37
2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động................................................37

2.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót............................................................38
2.2.1 Nắp ổ.......................................................................................38
2.2.2 Cốc lót.....................................................................................38
2.3.Cửa thăm.....................................................................................38
2.4.Nút thông hơi..............................................................................39
2.5.Nút tháo dầu................................................................................40
2.6.Kiểm tra mức dầu.......................................................................41
2.7.Chốt định vị.................................................................................41
2.8.Ống lót và lắp ổ...........................................................................41
2.9.Bulông vòng................................................................................42
III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP....................................42
3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc.......................................................42
3.2.Bôi trơn ngoài hộp......................................................................42
3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp................................................................43
IV. BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI..............43
TÀI LIỆU THAM KHẢO........................................................................44

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
4


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường
Hà Nội ,ngày 11 tháng 3 năm 2011
Sinh viên
Nguyễn Hữu Hoàng Anh

PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
I.Chọn động cơ:

1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ :
Pyc = Ptd =
Pct =

Trong đó :

.Pct
(KW)
η

F .v
(KW)
1000

Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).
⇒ Pct = 11500 × 0.32 = 3.68 (KW)
1000

k

m
1
3
1
1
η : là hiệu suất truyền động : η = ∏η i = η kn .η ol .η br .η x
i =1

Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :
η x = 0,90 Hiệu suất bộ truyền xích để hở.

η kn = 0,99
Hiệu suất khớp nối.
η ol = 0,99 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín.
η br = 0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.
⇒ η = 0,99 . 0,993 . 0,92 . 0,96 = 0,83
⇒ Pyc = 3.68 = 4.434 (KW)
0.83

1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :
nsb = nct.Usb
Trong đó nct : là tốc độ của bộ phận công tác
60000.v 60000.0.32
nlv =
=
= 20.371 v/p
z. p
3.14 × 300
Usb = Usbh . Usbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống.
Với Usbng = Ux < 5 ⇒ chọn Ux = 5 .
Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng
trụ: Usbh = 5.

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
5


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

⇒ Usb = 5 . 5 = 25 ⇒ nsb = nct.Usb = 20.371 . 25= 509.27 (vòng/phút).

Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nđb = 1000(vòng/phút).
1.3. Chọn động cơ.
Ta chọn động cơ thoả mãn : Pđc ≥ Pyc (KW) ,
nđc ≈ nđb (vòng/phút).
Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu : 4A112M8Y3 ,
với các thông số :
+Công suât động cơ: Pđc = 5,5 KW.
+Vận tốc quay:
n = 716 (vòng/phút)
+η% = 83,00.
+Cos ϕ = 0,74.
T max
= 2,2
+ Tdn
;
TK
+ T = 1,8 .
dn

II. Phân phối tỷ số truyền.
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :
Uc =

n dc
716
=
= 35,148.
nct 20,371

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền trong : Ubr = 5.
⇒ U = U c = 35,148 = 7,029.
x
U br

Vậy ta có:

5

Uc = 35,148.
Ux = 7,029.
Ubr = 5,0.

III. Xác định các thông số trên các trục :
3.1 Số vòng quay.
Số vòng quay trên trục động cơ là: ndc = 716 (vòng/phút).
Số vòng quay trục I :
n1=ndc=716 (vòng/phút).
Số vòng quay trục II:
Số vòng quay trên trục công tác:

n1

716
=143.2 (vòng/phút).
5
br
n2 143.2

*
n ct = u x = 7.029 =20.372 (vòng/phút).

n2 = u =

3.2 Công suất trên các trục

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
6


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

Công suất trên trục công tác:

Pct =3.68 (KW).

Công suất trên trục II:

P2= η .η = 0,90.0,99 =4.1301 (KW).
ol
x

Công suất trên trục I:

P1= η .η = 0,99.0,96 =4.3456 (KW).
ol
br

Công suất thực của trục động cơ:

Pdc* =

Pct

3.68

P2

4.1301

P1
η ol .η kn

=

4.3456
= 4.4338
0,99.0,99

(KW).

3.3 Tính momen xoắn trên các trục.
Pi
Ti=9,55.106. ni ta có:

Áp dụng công thức :
Mô men xoắn trên trục động cơ :

P

4,434

6
dc
Tđc = 9,55. 106. n = 9,55.10 . 716 = 59140,64 (N.mm).
dc
Mô men xoắn trên trục I:

P

1

4,3456

6
6
1
T1= 9,55.10 . n = 2 .9,55.10 . 716 = 57961,56 (N.mm).
1
Mô men xoắn trên trục II:

P

4,1301

6
6
2

T2 = 9,55. 10 . n = 9,55.10 . 143,2 = 275436,13 (N.mm).
2

Mô men xoắn trên trục công tác:
Tct = 9,55. 106.

Pct
3,68
= 9,55.10 6.
= 1725197,58 (N.mm).
n ct
20,371

3.4 Bảng thông số động học.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
Trục

Động cơ

I

II

Công tác

Thông số
T.S truyền
n (vg/ph)

1

3

3,2646

716

716

143,2

20,371

P (KW)

4,434

4,3456

4,1301

3,68

T (N.mm)

59140,64

57961,56

275436,13

1725179,58

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
7


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thông số ban đầu:
P2=4,1301 KW;
n2=143,2 vòng/phút ;
T2=275436,13 N.mm ;
ux=7,029;
β =0.
1.1Chọn loại xích.
Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống con
lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó
không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật.
1.2.Chọn số răng đĩa xích.
Với u=7.029
Chọn Z1 =21 (răng)
Số răng đĩa xích lớn:
Z2 = ux.Z1 =5.21 = 105< > Zmax =120.
Chọn Z2 = 105 (răng).
1.3.Xác định bước xích p.

Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:
Pt= P.k.kn. .kz ≤ [P].
Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=4,1301KW.
+kn:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:
n01=200 (vòng/phút) → kn=n01/n1=800/716 = 1,117.
Z 01

25

+ kz:Là hệ số răng : kz = Z = 21 = 1,19
1
+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó:

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
8


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

kđ: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn kđ = 1,2.
k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích
trùng với phương ngang. Nên k0 = 1.
ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn
a = 38.p; suy ra ka = 1.
kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một trong
các đĩa xích. Nên kđc = 1.
kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi, bôi
trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt =1.

kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)
⇒ k = 1,2. 1. 1. 1. 1. 1,25 = 1,5.
Như vậy ta có :
Pt = 4,434.1,5.1.1,117= 8,84 kW
Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =800 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có:
bước xích :
p = 19,05 mm ;
đường kính chốt : dc=5,96mm ;
chiều dài ống :
B=17,75 mm ;
công suất cho phép : [P]=13,5 kW.
Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt ≤ [P]=13,5 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < pmax
1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.19,05=762 mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
21 + 105 (105 − 21) .19,05
x = 2.40 +
+
= 147,46
2
4.π 2 .762
2

Lấy số mắt xích chẵn : Xc =148.
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:

*

a=

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



 

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

π

2

2
2

21 + 105 

 105 − 21  
a = 0,25.19,05.148 − 0,5.( 21 + 105) + 148 −
  = 767,36
 − 2. π
2

 


*

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
∆a = 0,003. a* = 0,003. 767,36=2,302 mm
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - ∆a= 755,065 – 2,265 = 7765,058 (mm).

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
9


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i=

Z 1 .n1 21.716
=
= 6,77 < imax=35 (bảng 5.9).
15. X 15.148

1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va
đập khi vận hành)
Q

Theo công thức (5.15) : S = k .F + F + F ≥ [S]
d
t

0
v
Trong đó
Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 56700 N ; q1 = 2,6 kg ;
Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2
Ft –lực vòng ;
v=

Z 1 Pn1
= 21.19,05.716/60000=4.77 m/s
60000

Ft =1000P/v = 1000.4,434/4,77 = 929.55 N
Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 2m6. 4,772 = 59,15 N
F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 0765,058 = 39,027 N
(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)
56700
s=
= 46,971
1
,
2
.
929
,
55
+
39
,

027
+
59
,
15
Do đó

⇒ S >[S] = 9,3 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
1.6 Xác định thông số của đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vòng chia:
19,05
d1 =
= 127,81
180
mm
sin(
)
21
d 2 = 636,79 mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/21)] = 135,91 mm
da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/105)] = 646,03 mm
Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm
Với dl = 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
df1 = d1- 2r = 127,81 – 2.6,03 = 115,75 (mm)
df2 = d2- 2r =636,79- 2.6,03 = 624,73 (mm)

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
10


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (5.18) :
σ

H1

= 0,47

K r .( Ft .K d + Fvd ).E
. ≤ [σH1 ]
A.k d

Trong đó:
[σH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [σH1]=600
Mpa
Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.716.19,053.1 = 6,43N
Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (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 = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lăn
một dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa
5

⇒ σ H 1 = 0,47 0,48.(929,55.1,2 + 6,43). 2,1.10 =485,45 MPa
106.1

⇒ 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=0,23 (vì Z2 =105) Ta có:
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc
1.7 Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):
Fr = kx.Ft ; trong đó:
kx :hệ số xét đến tải trọng của xích
kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );
Fr = 1,15.929,55= 1068,98 (N).
1.8.Các thông số của bộ truyền xích :
P2=4,1301KW;
n2=142,3 vòng/phút ;
T2=275436,13 N.mm ;
ux=7.029;
β =0.

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
11


Đồ án chi tiết máy
Thông số

GVHD :Nguyễn Thị Hường
Kí hiệu

Loại xích

Giá trị
Xích ống con lăn

Bước xích

p

19,05 mm

Số mắt xích

x

148

Khoảng cách trục

a

756,058 mm

Lực

Fr

1068.98 N

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG.
Thông số đầu vào:
P = PI = 4,3456 (KW)
T1 = TI = 57961,56(N.mm)
n1 = nI = 716 (vòng/phút)
u = ubr = 5
Lh = 11000 (giờ)
2.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB ≤ 350, bánh
răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập 1 ta có:
Với HB1 ≥ HB 2 + (10 ÷ 15)
Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: thường hoá
+Độ rắn: HB=192…240
+Chọn HB2=230
+Giới hạn bền: σ b 2 = 750 MPa.
+Giới hạn chảy: σ ch 2 = 450MPa.
Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+Độ rắn: HB=241…285
+Chọn HB1=245
σ b1 = 850 MPa.
+Giới hạn bền:
σ ch1 = 580 MPa.
+Giới hạn chảy:
2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]

theo công thức 6.1 và 6.2:

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
12


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

[σ H ] = (σ 0 H lim S H ).Z R .Z v .K xH .K HL
[σ F ] = (σ 0 F lim S F ).YR .Ys .K xF .K FL

Trong đó:
ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:
Z R .Z V .K xH = 1

YR .YS .K xF = 1

SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ
động: SH1=1,1; SF1=1,75.
Bánh bị động: SH2=1,1; SF2=1,75.
0
0

σ H lim ; σ F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có
+Bánh chủ động:
σ 0 H1 lim = σ 0 H 3 lim = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570( MPa)
σ 0 F1 lim = σ 0 F3 lim = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450( MPa)

+Bánh bị động:
σ 0 F2 lim = σ 0 F4 lim

σ 0 H 2 lim = σ 0 H 4 lim = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530( MPa)
= 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414( MPa) .

KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:
K HL = mH

N HO
N HE

K FL = mF

N FO
N FE

mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6.
NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
2, 4
N HO = 30.H HB
→N

2, 4
= 17,1.10 6.
HO1 = 30.250

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
13


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

N HO2 = 30.230 2, 4 = 13,9.10 6.

NFO=4.106.
NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng tĩnh nên ta có:
NHE = NFE =60.c.n. Σ ti
Trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
n- vận tốc vòng của bánh răng
Lh= Σ ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)
Lh=11000 (giờ).
Ta có: NHE1 = NFE1 =60.c.n1.Lh= 60.1.716.11000 = 472,56. 106
NHE2 = NFE2 =60.c.n2.Lh= 60.1.142,3.11000 = 94,512. 106
Do:
NHE1 = 114 107 > NHO1 = 17,1. 106 Suy ra KHL1 = 1
NHE2 = 38. 107 > NHO2 = 13,9. 106 Suy ra KHL2 = 1
NFE1 = 114. 107 > NFO1 = 9,99. 106 Suy ra KFL1 = 1
NFE2 = 38. 107 > NFO2 = 8,83. 106 Suy ra KFL2 = 1

Do đó, ta có:
[σ H 1 ] =570/1,1.1.1=518,18 MPa
[σ H 2 ] =530/1,1.1.1=481,81 MPa
[σ F 1 ] =450/1,75.1.1=257,14 MPa
[σ F 2 ] =414/1,75.1.1=236,5 MPa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên suy ra:
[σ H ] = min{[σ H ]1 , [σ H ] 2 } = 481,81 ( MPa).
2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải
[σ H ] max = 2,8. max(σ ch1 , σ ch2) =2,8. σ ch1 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
[σ F ] 1max = 0,8 σ ch1=0,8.580= 464( MPa)
[σ F ] 2max = 0,8 σ

ch2

=0,8.450=360 (MPa)

2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức (6.15a):
a w = k a .(u + 1).3

T1 .k Hβ
[σ H ] 2 .u.ψ ba

T1 là mômen xoắn trên trục chủ động. T1 = TI = 57961,56 (N.mm)
[σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép. [σ H ] = 481,81 ( MPa).

Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
14

Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

tra Bảng 6.5 ta có: Ka=49,5
ψ ba -hệ số chọn theo bảng 6.6: ψ ba = 0,3 ÷ 0,5 .chọn ψ ba =0,3
Chọn theo bảng 6.7 với ψ bd = 0,5.ψ ba .(u + 1) =0,5.0,3.(5 +1)=0,9
k Hβ - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành
theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với

răng khi tính

ψ bd =0,6 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được:

K Hβ

= 1,03 ; K Fβ = 1,07

⇒ a w = 49,5.(5 − 1).3

29990.1,03
= 110[ mm].
(481,81) 2 .5.0,3

Chọn aw=110 (mm).
2.4 Xác định các thông số ăn khớp.
2.4.1.Xác định môđun pháp m:
m = (0,01 ÷ 0,02) aw= 1,1 ÷ 2,2

Chọn m = 2.
2.4.2.Xác định số răng.
Chọn sơ bộ góc nghiêng β =00.Suy ra cos β =1
Công thức 6.31 ta có:
Số răng bánh nhỏ:
Z1 =

2.a w
2.110
=
= 18,5
m .(u + 1) 2.(5 + 1)

Chọn Z1=19 (răng)
Số răng bánh lớn
Z 2 = u.Z 1 =5.19=95 (răng)
Chọn Z2= 95 (răng)
Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=95/19= 5
Sai lệchtỷ số truyền ∆U =

ut − u
5−5
.100% =
100% = 0% .
u
5

Vì ∆U = 0%< 4% , suy ra thoả mãn.
Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)
a =

m( Z 1 + Z 2 ) 2(19 + 95)
=
= 114
2
2

(mm)

2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 5
Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng:
dw1=2aw(ut+1) = 2.114/(5-1)=57( mm)

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
15


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

dw2=2aw - dw1= 2.114-57=171 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng:
v=πdw1n1/60000 = 3,14.57.716/60000= 2,13 (m/s)
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 2,784 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta đựoc
cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=8.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=8
+HB<350
+v= 2,13 (m/s)

Nội suy tuyến tính ta được:
KHv= 1,016
KFv= 1,58
Chọn : Ra = 2,5 ...1,25 (µm) ⇒ ZR = 0,95.
HB<350 , v= 2,13 (m/s) <5 m/s; suy ra ZV = 1.
với da = dw2 = 171(mm)< 700mm suy ra KxH=1
Chọn YR= 1
YS= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(2)= 1,032
Với CCX=8, v= 2,784 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được:
K Hα =1,05
K Fα =1,22
Hệ số tập trung tải trọng: K Hβ = 1,13 ; K Fβ = 1,25(chọn ở mục 2.3).
2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Công thức 6.33:
σ H = Z M .Z H .Z ε .

2.T1 .K H .(u + 1)
b.u t .d w1

2

≤ [σ H ].

ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Tra bảng 6.12 :
ZH =

1,76

Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng .
Khi đó theo công thức (6.36c):
→ Zε =

4 − εα
.
3

và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:

 1 1  
1 
1
ε α = 1,88 − 3,2 −  = 1,88 − 3,2 −  = 1,74.
 19 95 
 z1 z 2  


SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
16


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

4 − εα
= 0,867
3

→ Zε =

KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
K H = K Hβ .K Hα .K Hv .

K H = 1,02.1,0305.1,09 = 1,146.

Thay vào ta được:
σ H = 274.1,764.0,867.

2.57961.56.1,37.(5 − 1)
= 448,28[ MPa ]
34.5.57 2

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức
[σ H ] = [σ H ] m12 .Z R .Z v .K xH

=481,81.0,95.1.1=457,72 (MPa)
Ta thấy σ H< [σ H ] do vậy bánh răng đủ bền.
2.6..2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức :
σ F1 =
σF =

2.T1. .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1 .m

σ F YF

2

1

YF1

2

≤ [σ F 1 ]

≤ [σ F2 ]

trong đó
Yε =

1
1
=
= 0,557 (hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε α là hệ số trùng khớp
ε α 1,795

ngang).
Yβ = 1 −

β0
150 21'
=1−
= 0,89 (hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
140
140

YF1 , YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
Z v1 = Z 1 = 28.

Z v2 = Z 2 = 84 .

Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có: {

YF1 = 3,1.
YF2 = 3,45.

K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K F = K Fβ .K Fα .K Fv

.

K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,25.1,22.1,58 = 2,4

Vậy:

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
17


Đồ án chi tiết máy
σF =
1

GVHD :Nguyễn Thị Hường

2.57961,56.2,4.0,89.1.3,1
= 110,3[ MPa]
34.57.2

Và:
σ F2 =

110,3.3,43
= 122,75[ MPa]
3,1

σF1=110,3MPa < [σF1]1 = 257,14 (Mpa);
σF2=122,75 MPa < [σF2]2 = 236,5 (Mpa)
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
Do :

2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
σ H max = σ H . k qt ≤ [σ H ] max .

T

k qt

max
- hệ số quá tải : k qt = T = 2,2
dn

{

→ σ
H max = σ H . K qt = 448,28. 2,2 = 664,90( MPa ) < [σ H ] max = 1260( MPa ) .

Ứng suất uốn cực đại
σ F 1 max = σ F 1 .k qt = 110,3.2,2 = 242,66[ MPa ] ≤ [σ F 1 ] max = 360MPa].

σF

2

max

= σ F2 .k qt = 12,75.2,2 = 270,05[ MPa] ≤ [σ F 2 ] max = 464 MPa].

2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:
- Đường kính vòng chia :
d1 = m.Z 1 = 2.19 = 38[mm]

d 2 = m.Z 2 = 2.95 = 190[mm]

- Đường kính đỉnh răng :

d a1 = d1 + 2.m = 38 + 2.2 = 42mm
d a2 = d 2 + 2.m = 190 + 2.2 = 194mm

-Đường kính vòng cơ sở:
db1=d1cosα=38.cos200=35,7 mm
db2=d2cosα=190.cos200=178,54 mm
-Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (35,7+178,54)/2= 107,12 (mm)
-Đường kính chân răng :

df1 = d1–2,5.m=38- 2,5.2 = 33 (mm).

df2 = d2 - 2,5.m=190-2,5.2 =185(mm).
SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
18


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:
Thông số

Kí hiệu

Giá trị

Khoảng cách trục chia

a

107,12 mm

Khoảng cách trục

aw

114mm

Số răng

Góc profin gốc

Z1
Z2
d1
d2
df1
df2
dw1
dw2
da1
da2
db1
db2
x1
x2
α

19 răng
95 răng
38 mm
190mm
33 mm
185mm
57 mm
171mm
42 mm

194 mm
35,7mm
178,54 mm
0
0
200

Góc profin răng

αt

200

Góc ăn khớp

αtw

200

Đường kính vòng chia
Đường kính chân răng
Đường kính vòng lăn
Đường kính đỉnh răng
Đưòng kính cơ sở
Hệ số dịch chỉnh

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
19

Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

Hệ số trùng khớp ngang

εα

1,74

Hệ số trùng khớp dọc

εβ

1,77

Mô đun pháp

m

2 mm

III. CHỌN KHỚP NỐI
3.1. Mô men xoắn cần truyền.
T=Tđc =59140,2Nmm=59,14.
;
Mômen tính Tt=k.T=1,2.59,14=70,968 Nm.
Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)
Chọn k= 1,2
Tra bảng phụ lục P1.7 với động cơ 4A132M8Y3 ta có :

dđc= d1= 38 mm.
Đường kính trục cần tính: dt= dđc=38 mm
Tra bảng B16.10./68 với: Tt =52,02 Nm < Tkncf
dt= 38 mm < d kncf
ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :
Thông số

Kí hiệu

Giá trị

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được

Tkncf

125 N.m

Đường kính lớn nhất có thể có của trục nối

d kncf

38 mm

Số chốt

z

4 chốt

Đường kính vòng tâm chốt

D0

90 mm

Chiều dài phần tử đàn hồi

l3

28 mm

Chiều dài đoạn công xon của chốt

l1

34 mm

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
20


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

Đườgn kính của chốt đàn hồi

dc

14 mm

3.2. Chọn vật liệu:
Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi
bằng caosu.
ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2)
ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2)

3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
σd =

2.K .Tx
2.1,2.59,14.10 3
≤ [σ ] d =
= 1,005 < [σ ] d ; thoả mãn.
Z .D0 lv d c
4.90.14.28

3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
σu =

k .T .l 0
1,2.59140.41,5
=
= 29,81( MPa) <
3
0,1.D0 .d 0 .Z
0,1.90.14 3.4

; thoả mãn.

3.5. Lực tác dụng lên trục.
Fkn =0,25. Ft
Với Ft = 2.T/D0 = 2.59140/ 90 = 1314 N
Suy ra
Fkn = 0,25.1314= 328,5 N.
IV. TÍNH TRỤC
4.1. Tính sơ bộ đường kính trục
4.1.1. Chọn vật liệu.
Sử dụng thép C45, thường hoá, có HB = 170…217,
σb= 600 Mpa, σb= 340 Mpa, Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15..30 Mpa
4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục
d ksb =

3

Tk
0, 2 [ τ ]

(mm)

-Trục I chọn [τ] = 15Mpa, TI =57961,56 N.mm
-Trục II chọn [τ] = 20 Mpa, TII =275436,13.mm
Suy ra:

d1

≥3

T
0,2.[τ ]

=3

57961,56
0,2.15

=26,8(mm) Chọn theo tiêu chuẩn d1 =35(mm)

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
21


Đồ án chi tiết máy

d2

≥3

T
0,2.[τ ]

=3

GVHD :Nguyễn Thị Hường
275436,13
=38,04(mm)
0,2.25

Chọn theo tiêu chuẩn d2 =40(mm)

Chọn sơ bộ đường kính trục là:
-Chọn d1sb=35mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=21mm.
-Chọn d2sb=40mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=23mm.
4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng
-Lực tác dụng lên bộ truyền xích: Fx = 1424,712 N
-Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn =328,5 N
-Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:
2T1

2.57961,56

= 2033,7 N
Ft1= Ft2= d = −
57
w1
Fr1 = Fr2 = Ft1 .tg 20 0 = 2033,7.tg 20 0 = 740,2N
4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có:
-Chiều dài may ơ đĩa xích và may ơ bánh răng trụ1 lm=(1,2…1,5)dsb=>lm13=(1,2…
1,5)d1=(1,2…1,5)35=(42…52,5 ) mm
Chọn lm13= 45 mm
lmx=(1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).40= (48…60) mm
Chọn lmx= 54 mm
-Chiều dài may ơ khớp nối:
lm12=(1,4…2,5)d1=(1,4…2,5).35= (49…60) mm
Chọn : lm12=64 mm
-Chiều dài may ơ bánh răng 2:
lm12=(1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).40= (48…60) mm
Chọn lm12= 54 mm
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng

cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;
-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=10mm;
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=15mm;
-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20mm
4.3.1. Với trục I
l12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(64 +21)+15+20=77,5=>l12 =69mm
l13= 0,5.(lm13+b01)+k1 + k2=0,5.(45+21) +10+10= 53 mm
l11 = 2.l13 = 2.46= 106 mm
4.3.2. Với trục II
l21 = l11 =106 mm ;
l23 = l13 = 53 mm ;

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
22


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

l22= 0,5.(lmx+b02)+k3 + hn=0,5.(54+19) +15+20= 73,5 mm

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
23


Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

4.4. Sơ đồ lực chung
FyB

FyA

Z
X

Y

Fr

Fr1 Ft1

l13 = 46

FxB

FyD
FxD

Ft2

Fr2

FxC

l22=65

l12= 69

FxA

FyC

l21=92

Do trục yêu cầu tính chi tiết là trục II nên ta chỉ cần xác định giá trị các phản lực
lên các gối trục của trục II.Chọn hệ toạ độ như hình vẽ.
Ta có :
Ryc = -585,69(N) <0 đổi chiều đã chọn.
Rxc =-448,17 (N) <0 ; đổi chiều đã chọn
RxD = 1257,03 (N) >0; đúng chiều đã chọn.
RyD= 154,51 (N) < 0 đổi chiều đã chọn.
4.5 Tính thiết kế trục
4.5.1. Tính sơ bộ trục I
+Với d1sb=35 mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục:
-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d12=40mm
-Tại tiết diện lắp ổ lăn:
d10=d11=35mm
-Tại tiết diện lắp đĩa xích:
d23=30mm
+Chọn then:
Tra bảng 9.1a/173 [I] với d12=40mm ta chọn được then có các thông số sau:
b =12 mm
h = 8 mm
t1=5mm

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
24

Đồ án chi tiết máy

GVHD :Nguyễn Thị Hường

t2=3,3 mm
rmin=0,25 mm
rmax=0,4 mm
Chiều dài then bằng : lt=0,8. lm22= 0,8.73,5 = 58,5 mm

SV : Nguyễn Hữu Hoàng Anh
25