chọn chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Phần I1
chọn Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
. Chọn động cơ điện :
1.1 . Chọn kiểu loại động cơ điện :
Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật là đơn
giản xong chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm
tốc của chúng ta , phù hợp với điều kiện sản xuất , điều kiện kinh tế ... :


Động cơ điện một chiều : loại động cơ này có u điểm là có thể thay đổi trị

số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng , đảm bảo khởi động êm ,
hãm và đảo chiều dễ dàng ... nhng chúng lại có nhợc điểm là giá thành đắt ,
khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu t để đặt thiết bị chỉnh lu , do đó đợc dùng
trong các thiết bị vận chuyển bằng điện , thang máy , máy trục , các thiết bị thí
nghiệm ...


Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha

Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia
đình . Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha :đồng bộ và không
đồng bộ .
So với động cơ ba pha không đồng bộ , động cơ ba pha đồng bộ có u điểm
hiệu suất và cos cao , hệ số tải lớn nhng có nhợc điểm : thiết bị tơng đối
phức tạp , giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ , do đó
chúng đợc dùng cho các trờng 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 gồm hai kiểu : rôto dây cuốn và rôto lồng sóc . Động cơ ba pha không
đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ
( khoảng 5%) , có dòng điện mở máy thấp nhng cos thấp ,giá thành đắt , vận

hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận
tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã đợc lắp đặt . Động cơ ba pha
không đồng bộ rôto lồng sóc có u diểm là kết cấu đơn giản , giá thành hạ , dễ
bảo quản , có thể trực tiếp vào lới điện ba pha không cần biến đổi


dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha
đồng bộ , không điều chỉnh đợc vận tốc .
Từ những u , nhợc điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta và đợc sự
chỉ dẫn của thầy cô , em đã chọn Động cơ điện ba pha lồng sóc.
1.2 . Tính chọn công suất và số vòng quay của động cơ:
dc
Động cơ đợc chọn phải có công suất định mức Pdm thoả mãn điều kiện :
dc
Pdm
Pdtdc

(kW)

dc
Pdm
- công sut nh mc ca ng c;

Pdtdc - công sut ng tr trên trc ng c.
Do tải trọng là không đổi nên có thể xác định theo công thức :
Pdtdc Plvdc
Plvct
P =
Công sut làm vic trên trc ng c

dc
lv

Plvct - công sut làm vic trên trc công tác

Plvct =

Ft v 4000.1,1
=
= 4.4 ( kW )
1000
1000

- hiu sut truyn ng t trc ng c n trc công tác :
n

= i = k . o4 ..ntt2
i =1

Theo bảng 2.3, ta chọn hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ
thống nh sau :
Khớp nối

k = 1

Bộ truyền bánh rng tr che kin

nbr = 0,98

Một cặp ổ lăn

o = 0,99

hiệu suất của bộ truyền xích

x = 0,97

Hiệu suất của hệ thống :

= k . o4 ..ntt2 . x = 0,99 4.0,98 2.1.0,97 = 0,90 = 90 %


Suy ra : Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ :

Plvdc =

4.4
= 4.89 ( kW )
0,90

dc
dc
Theo sơ đồ tải trọng không đổi, ta có : Pdt Plv .

Công suất của động cơ đợc chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo cho khi
động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, ta cần
dc
dc
thoả mãn điều kiện Pdm Pdt .
dc

Vậy : Công suất định mức của động cơ : Pdm 4,89 (kW )

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ :
Do hệ dẫn động xích tải nên số vòng quay của trục công tác đợc tính nh sau :

60.10 3 v 60.10 3.1,1
nct =
=
= 92.80 (v / ph)
Z .t
28.25.4
Với :

v : Vận tốc vòng của xích tải
Z : Số răng đĩa xích tải
t : Bớc xích tải

+ Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ :
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ : ndb = 1500 (v / ph)
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống : u sb =

ndb 1500
=
= 16,16
nct 92,80

- So sánh u sb với các giá trị nên dùng và các giới hạn của hệ thống :
tt
U nd
= (8 ữ 40)

U ndx = (2 ữ 5)

Ta có: U nd = (8 ữ 40).(1,5 ữ 5) = (12 ữ 200)
Dễ thấy u sb nằm trong khoảng und và giới hạn của hệ thống nên chọn

u db = 1500 (v / ph)
Chọn động cơ:
dc
Với Plv = 4,89(kW ) , tốc độ đồng bộ 1500 (v / ph)

Tra bảng P1.3 ta chọn loại động cơ với các thông số nh sau :

Loại động cơ

Vận tốc quay
(v/ph)

Công suất
(kw)

Cos

%

Tmax/Tdn

Tk/Tdn

4A112M4Y3

1.5.

1425

5,5

0.85

85.5

2.2

2,0

Kiểm tra điều kiện mở máy , điều kiện quá tải cho động cơ:

a . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ :
Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắng sức
ỳ của hệ thống . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:
dc
Pmm
Pbddc

Trong đó :

dc
Pmm
: là công suất mở máy của động cơ

dc
Pmm
=

Tk dc
.Pdm = 2,0.5,5 = 11 (kW )
Tdn

Pbddc = K bd .Plvdc = 1,40.4,89 = 6,846 (kW )
dc
dc
Ta thấy : Pmm Pbd ( 11 > 6,846 ) : Thoả mãn điều kiện mở máy

b . Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ :
Với sơ đồ tải trọng không đổi, ta không cần kiểm tra điều kiện quá tải cho
động cơ ( vì trong suốt quá trình làm việc tải trọng không thể lớn hơn đợc công
suất cho phép ).
Kết luận :ộng cơ 4A112M4Y3 đợc dùng cho trạm dẫn động xích tải có các
thông số :Vận tốc quay n: 1425 (v/ph)
Công suất P

: 5,5 (kW)

Tmax/Tdn : 2,2

Tk/Tdn : 2,0
% : 85.5

Cos : 0.85

II . Phân phối tỷ số truyền :
Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống :

u =
Trong đó :

ndc 1425
=
15,36
nct 92,80

ndc là số vòng quay của động cơ (v/ph)
nct là số vòng quay của trục công tác

(v/ph)

Do hệ dẫn động gồm các bộ phần truyền mắc nối tiếp nên :

u = u ng .u h

u ng : tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp.


( u ng =1 vỡ l khp ni)

u h : tỷ số truyền bộ truyền trong hộp.
u h = u1.u2

uh =

u1 : tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh
u2 : tỷ số truyền bộ truyền cấp chậm.

u 15,36
=
= 15,36
u ng
1

-T s truyn ca hp cú th phõn theo ch tiờu tit din ngang ca hp nh nht
(cng chớnh l bụi trn HGT hp lý nht).Khi ny TST ca b truyn cp chm
c xỏc nh theo cụng thc sau:
u 2 =1.2776. 3

Kc 2. ba 2
.u h
. ba1

Với K C2= 1 :1,3 chọn K C2=1,3
Trong ú: ba1 ; ba 2 - h s chiu rng bỏnh rng cp nhanh v cp chm.
Trong thc t,thng ba 2 / ba1 =1,2-1,3;nu chn ba 2 / ba1 =1,3 thỡ ta cú cụng thc
sau (2): u 2 =1.2776. 3 1,69.u h
u 2 =1.2776. 3 1,69.15,36 = 3,78
Vy u1 =

u h 15,36
=
=4,06
u2
3,78

III . Xác định các thông số trên các trục:
1.Tính công suất danh nghĩa trên các trục :
Ta có : Công suất trên các trục động cơ :

Pdc = Plvdc = 4,89 (kW )
Khi đó :
Công suất trên trục I:

PI = Pdc . dc . 0 = 4,89.1.0,99 = 4,84(kW )

Công suất trên trục II:

PII = PI . br . 0 = 4,8411.0,97.0,99 = 4,64 (kW )

Công suất trên trục III:

PIII = PII . br . 0 = 4,64.0,97.0,99.0,99 = 4,41(kW )

1 . Tính tốc độ quay của các trục :
Tốc độ quay của trục I : n I =

ndc
= 1425 (v / ph)
U dc


Tốc độ quay của trục II :

nII =

nI 1425
=
= 350,98 (v/ph)
u1 4,06

Tốc độ quay của trục III :

nIII =

nII 350,98
=
= 92,85(v/ph)
u2
3,78

3.3 . Tính mômen xoắn trên các trục :
Ta có Mômen xoắn trên trục thứ k đợc xác định theo công thức :
Tk =

9,55.106. p k
nk

Suy ra : Lần lợt các mômen xoắn trên trục động cơ I, II, III là :
9,55.10 6.4,89
Tdc =
= 32771,58 (N.mm)
1425
Trục I : T1 =

9,55.10 6.4,84
= 32436,49(N.mm)
1425

Trục II : T2 =

9,55.10 6.4,64
= 126252,2(N.mm)
350,98

Trục III: T3 =

9,55.10 6.4,41
= 453586,43 (N.mm)
92,85

3.4 Lập bảng thông số khi làm việc:
TS
Trục

Tốc độ quay
(v/ph)

Trục động cơ

1425

Trục I

1425

Tỷ số truyền
1

Công suất

Mô men xoắn

(kW)

(N.mm)

4,89

32771,58

4,06
Trục II

350,98
3,78

Trục III

92,85

4,41

453586,43

Phần 2 ThiÕt kÕ bé truyÒn B¸nh r¨ng
I. Bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh
Ta có số liệu ban đầu là:
PI=4,84
;
n1=1425
(v/ph)
PII=4,64
;
n2=350,98
(v/ph)
1.chọn vật liệu:
Hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất trung bình. Do vậy ta chọn vật liệu
nhómI,có độ rắn HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn
trung bình Tra bảng 6.1[I]/92 ta có:
Bánh nhỏ: dùng thép 45 có tôi cải thiện.
HB1=241 ÷ 285
σ b =850 (MPa) ; σ ch =580 (Mpa) ;chọn HB1=241
Banh lớn dùng thép 45
BH2=192 ÷ 240 ; σ b = 750 (MPa) ; σ ch =450 (MPa)
chọn BH2=192
2. Xác định ứng suất cho phép.
σ 0 
[ σ H ] =  H lim ÷.ZR .Zv .K XH .K HL ứng suất tiếp xúc cho phép
 SH 
1

2

[σF]
Trong đó:

 σ H0 lim 
=
÷.YR .YS .K XF .K FC .K FL ứng suất uốn cho phép
 SF 
ZR : hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc.
ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

KXH: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh
răng.
KHL,KFL: hệ số tuổi thọ.
YR:hệ số kể đến độ nhám mặt lượn chân răng.
YS: hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu tới tập trung ứng
suất.
SH,SF: hệ số an toàn khi tính về mặt tiếp xúc,uốn.
KFC: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc dặt tải.
ZR .Zv .K XH =1 và YR .YS .K XF =1
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy:
Khi đó ta tính theo công thức sau:
0
σ H0 lim .K KL
σ Flim
.K KL
σ
=
σ
=
[ H]

[ F]
;
SH
SF
0
0
Trong đó: σ H lim , σ Flim : lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất
uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.


Tra bảng 6.2[I]/94 với thép 45 tôi cải thiện độ cứng HB ( 180 ÷ 350 ) ta có:

σ H0 lim =2HB+70

;

Vậy ta xác định được:
σ H0 lim =2.241+70=552
1

σ

0
H lim 2

=2.192+70=454

0
σ Flim
=1,8HB

(MPa)
(MPa)

0
σ Flim
=1,8.241=434
1

(MPa)

0
σ Flim
=1,8.192=346
2

(MPa)

SH=1,1
;
SF=1,75
Vì bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng đặt phía trên nên KFC=1
KHL,KFL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức sau:
N
N
K HL = mH HO
K FL = mF FO
;
N HE

N FE
mH,mF: là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. vì độ rắn
mặt răng HB ≤ 350 nên mH=6 , mF=6
NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NHO=30.HB2,4
2,4
7
Ta có: N HO = 30.241 = 1,563.10
1

N HO2 = 30.192 2,4 = 0,906.10 7
NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NFO=4.106 với tất cả các loại thép.
NHE,NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương và tiếp xúc tương
đương.
NHE=60.c.n.t ∑
Trong đó: c,n,t ∑ lần lượt là số lần ăn khớp c; một vòng quay quay trong
1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh đang xét.
Ta có:
n1=1425
n2=350,98 ;
c=1
∑
t =2.7. 365.0,8.8=32704(h)
Vậy ta có:
N HE1 = 60.1.1425.32704 = 2, 79.109

N HE2 = 60.1.350,98.32704 = 0, 69.10 9

Ta thấy:

N HE1 > N HO1 ⇒ lấy N HE1 = N HO1 , do đó KHL1=1
N HE2 > N HO2 ⇒ lấy N HE2 = N HO2 ,do đó KHL2=1
N FE1 > N FO1 ⇒ lấy N FE1 = N FO1 , do đó KF1=1
N FE2 > N FO2 ⇒ lấy N FE2 = N FO2 ,do đó KFL2=1


T cụng thc (6.1.a),ng sut tip xỳc cho phộp ca bỏnh rng l:

H1 =
H2 =

F1 =

[ F2 ] =

H0 lim1 .K HL1
SH

=

H0 lim2 .K HL2
SH

522
.1 = 474,55
1,1

=

454
.1 = 412, 72
1,1

0
Flim
.K FC .K FL1

SF

0
Flim
.K FC .K FL2
1

SF

=
=

434.1.1
= 248
1, 75

346.1.1
= 197.72
1, 75

(MPa)
(MPa)

(MPa)
(MPa)

Vì bộ truyền cấp nhanh sử dụng là bánh răng thẳng nên

[ H ] = [ H 2 ] = 412,72( Mpa )
3. Xỏc nh ng sut quỏ ti cho phộp.
- ng sut tip xỳc cho phộp ph thuc vo phng phỏp nhit luyn.
- i vi bỏnh rng tụi ci thin v HB<350 thỡ ng sut tip xỳc cho
[ H ] max=2,8 ch
phộp khi quỏ ti l:
H1

max

= 2,8.580 = 1624

(MPa)

H2 = 2,8.450 = 1260
max

(MPa)
- ng sut un cho phộp khi quỏ ti c xỏc nh theo cụng thc:
[ F ] max = 0,8 ch
F1

max

(MPa)

= 0,8.580 = 464

F2 = 0,8.450 = 360
(MPa)
max
4 . Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :

a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
a w = k a ( u + 1).3

T1 .K H

[ ]
H

2

.u. ba

Trong đó
K a là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
1
Tra bảng 6-5 tập 1 đợc k a = 49,5( Mpa ) 3
T 1 Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 32436,49 (Nmm)
Theo bảng 6-6 chọn ba = 0,4
bd = 0,5. ba .( u1 + 1) = 0,5.0,4.( 4,06 + 1) = 1,01
Theo bảng 6.7 (sơ đồ 7) K H = 1,03

Ưng suất cho phép là :

[ H ] = 412,72( Mpa )


Thay vµo trªn
a w = 49,5.( 4,06 + 1).3

32436,49.1,03
= 123,8( mm )
412,72 2.4,06.0,4

Lấy a w = 124( mm )
- Xác định các thông số ăn khớp:
+ Xác định môdun: m
Mô dun m được xác định theo công thức:

mn = (0,01 ÷ 0,02).a w = (0,01 ÷ 0,02).124 = (1,24 ÷ 2,48)

Tra bảng 6.8[I]/99 ta chon m=2
+ Chiều rộng vành răng :

bw = a w .ψ ba = 124.0,4 = 49,6 (mm)

+ Xác định số răng ,
2aW
2.124
Z1 =
=
= 24,5
mn (u1 + 1) 2.(4,06 + 1)

Chọn Z1=25 (răng)(vì răng thẳng và có Z1 >21 nên không cẩn dịch chỉnh)
Ta có Z2= u1 .Z1=4,06.25=101,5
Chọn Z2=102 (răng)
Z

94

2
Do đó Tû sè truyÒn thùc : u m = Z = 23 = 4,08
1

Theo 6.21

aw=

m.Z t m.( Z1 + Z 2 ) 2.( 25 + 102)
=
=
= 127 (mm)
2
2
2

Theo (6.27)/I gãc ¨n khíp lµ :

Z t .m. cos α ( Z1 + Z 2 ).m. cos 20 0 ( 25 + 102 ).2. cos 20 0
cosα tw =
=
=
= 0.939 ⇒ α tw = 20 0

2.a w1
2.a w1
2.127

+ §êng kÝnh chia :
mn Z1 2.25
=
= 50 (mm)
cos β
1
mZ
2.102
d2 = n 2 =
= 204 ( mm)
cos β
1
d1 =

+ §êng kÝnh l¨n :
d w1 =

2a w
2.127
=
= 50(mm)
ut + 1 4.08 + 1

d w 2 = ut d w1 = 4,08.50 = 204(mm)

+ §êng kÝnh ®Ønh r¨ng :

d a1 = d1 + 2mn = 50 + 2.2 = 54 (mm)
d a 2 = d 2 + 2mn = 204 + 2.2 = 208 (mm)

+ Đờng kính chân răng :
d f 1 = d1 2,5mn = 50 2,5.2 = 45 (mm)
d f 2 = d 2 2,5mn = 204 2,5.2 = 199 (mm)

+ Góc profin gốc ( góc áp lực ) : = 200
+ Đờng kính cơ sở :
d b1 = d1 cos = 50. cos 20 0 = 46.98 (mm)
d b 2 = d 2 cos = 204. cos 20 0 = 191,7 (mm)

b. Kim nghim rng v bn tip xỳc.
ng sut tip xỳc trờn b mt rng ca b truyn phi tha món iu
kin:
H = ZM .ZH .Z .

Trong ú:

2T1.K H . ( u + 1)
[H ]
b w1 .u.d 2w

ZM: h s k n c tớnh vt liu ca bỏnh rng.

Tra bng 6.5[I]/96 ta c ZM=274

1

( MPa ) 3

Z H hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc tra bảng 6.12 đợc Z H =1,76
Z hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Z=

(4 )
3



1
1
. cos
+
Z
Z
1
2

với = 1,88 3,2.



1
1
0
= 1,88 3,2. +
cos 0 = 1,72

25 102

Z =

( 4 1,72)
3

= 0,872

K H là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H = K H .K H .K Hv
Trong đó:
K H là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng
Tra bảng 6.7 tập 1 K H = 1,03
K H là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng ăn khớp
K H = 1 do bộ truyền là răng thẳng
K HV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp


K HV = 1 +

H .b w .d w1
a
với H = H .g 0 .v. w
2.T1 .K H .K H
um

Vận tốc vòng là v theo (6.40 trang106/tập1):
V

=

.d w1 .n 1
60000

d w1 =

với

2.a w
2.127
=
= 50 ( dw1 Đờng
u m + 1 4,08 + 1

kính vòng lăn của bánh nhỏ .)
V =

( )

3,14.50.1425
= 3,73 m
s
60000

Theo bảng 6-13 chọn cấp chính xác 8
Tra bảng 6-15 ; 6-16 tập 1 H = 0,004 ; g o =56
127
= 4,66

4,08

H = 0,004.56.3,73.

bw1 = ba .a w1 = 0,4.127 = 50,8( mm )
4,66.50,8.50
K HV = 1 +
= 1,18
2.32436,49.1,03.1
Vậy K H = 1,03.1.1,18 = 1,22

Thay vào 6-33
H = 274.1,76.0,872.

2.32436,49.1,22.( 4,08 + 1)
= 370,4( Mpa )
50,8.4,08.50 2

Theo 6-1 và 6-1a cho phép ta xác định chính xác ứng suất cho
phép tiếp xúc

[ ] = [ ].Z
H

H

V

.Z R .K XH

( )

Vì V=3,73 ( m / s ) 5 m s Z V = 1
Cấp chính xác 8 R z = 10 40( m ) Z R = 0,9
Đờng kính đỉnh răng
d a1 < 700; d a 2 < 700 K XH = 1

[ H ] ch = 412,72.1.0,9.1 = 371,45( Mpa )

Xét tỉ số :

[ H ]CX H
371, 45 370, 4
.100%=
= 0, 28%
[ H ]CX
371, 45

Vậy sự sai lệch ứng suất tiếp xúc giữa H < []H là 0,28% lên ta có
thể giữa
nguyên kết quả tính toán ở trên (nh vậy là chênh
lệch là nhỏ hơn 4%)
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo 6-43/I có : F 3 =

2.T1 .K F .Y .Y .YF 3
bw1 .d w1 .m

Trong đó:
T1 Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 = 32436,49 (N.mm)

m Mô đun pháp m=2 (mm)
bw Chiều rộng vành răng bw = 50,8 (mm)


d w1 Đờng kính vòng lăn bánh chủ động dw1 = 50 (mm)
Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1
1
= 0,58
với hệ số trùng khớp ngang = 1,72 Y =
1,72

Y Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng do = 0 Y = 1

Y=

Y F 1 , YF 2 Hệ số răng của bánh 1 và bánh 2
Tra bảng 6-18 đợc YF 1 = 3,9, YF 2 = 3,6
K F Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K F .K F .K FV
Trong đó:
KF = 1,05 . Tra bảng 6-7 với bd =1,01
KF = 1 (bánh răng thẳng)
KFV = 1 +
Trong đó:

F .b w .d w1
2 F1 .K F .K F

với F = F .g 0 .V

aw
um

F = 0,011 ; = 3,73 ; g0=56

127
= 12,82
4,08
12,82.50,8.50
KFV=1+ 2.32436,49.1,05.1 = 1,47

F = 0,011.56.3,73

KF=1,05.1.1,47 =1,54
Với m =2 mm
ys - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất
Ys = 1,08- 0,0695 .ln (m)
Thay số ys=1,08-0,0695.ln 2= 1,032
YR- hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân
răng , chọn yR= 1 ( bánh răng phay )
KXF =1 :hệ số xét đến kích thớc bánh răng
(da<400mm)
[F1]=[F1] . yR.yS.KXF = 248.1.1,032.1 =255,94( Mpa)
tơng tự tính [F2]=197,72.1,032 =204,04( Mpa)
Thay vào 6.43 ta có
2.32436,49.1,54.0,58.1.3,9
F1 =
= 44,48( Mpa ) < [F1]
50.8.50.2
=255,94 MPa

Y
3,6
F 2 = F 1 F 2 = 44,48
= 41( Mpa ) < [F2] =204,04 MPa
YF 1
3,9
Nh vậy độ bền uốn ã thoả mãn
d. Kiểm nghiệm răng về quá tải


Khi lm vic rng cú th b quỏ ti (nh khi m mỏy,hóm mỏy) vi h
s quỏ ti l:

K qt =

Tmax
=1,4
T

trong ú:

Tmax : mụmen xon quỏ ti.

T: mụmen xon danh ngha.
Vỡ vy kim nghim rng v quỏ ti da vo ng sut tip xỳc cc i v
ng sut un cc i.
- trỏnh bin dng d hoc góy lp b mt,ng sut tip xỳc cc i
H max khụng c vt quỏ 1 giỏ tr cho phộp.

H max = H . K qt [ H ] max

H = ZM .ZH .Z .

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

=470,4

K qt = K bd = 1,4
Theo 6.48

Kqt=

H max = H

Tmax
= 1,4
T
K qt = 470,4 1,4 = 556,58( Mpa ) < [ H ] max = 1260( Mpa )

F 1 max = F 1 .K qt = 248.1,4 = 347,2 < [ F 1 ] max = 464( Mpa)

F 2 max = F 2 .K qt = 197,72.1,4 = 276,8 < [ F 2 ] max = 360( Mpa)

Vy b truyn tha món iu kin quỏ ti
Cỏc thụng s ca b truyn
Khoảng cách trục
Mô đun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền

Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đờng kính vòng chia
Đờng kính đỉnh răng
Đờng kính đáy răng
Đờng kính vòng lăn

aw=127 mm
m=2 mm
bw=50,8 mm
um=4,08
=0
Z1=25; Z2=102
x1=0; x2=0
d1=50 mm; d2 =204 mm
da1= 54 mm; da2 = 208 mm
df1=45 mm;df2 =199mm
dw1=50 mm;dw2 =204mm

II.B truyn bỏnh rng cp chm.
1.chn vt liu:
Do yờu cu c bit, theo quan im thng nht húa ta chn vt liu b
truyn bỏnh rng tr cp chm cng nh b truyn bỏnh rng tr cp
nhanh.
Bỏnh nh: dựng thộp 45 tụi ci thin t HB=241 ữ 285


Có σ b3 = 850(MPa);σ ch3 = 580(MPa)
Ta chọn HB3=241 (MPa)

Bánh lớn: dùng thép 45 tôi cải thiện đạt có HB=192 ÷ 240
Có σ b4 = 750(MPa);σ ch 4 = 450(MPa)
Ta chọn HB4=192 (MPa)
2. Xác định ứng suất cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo
công thức sau:
 σ H0 lim 
[σH ] = 
 .ZR .ZV .K XH .K HL
 SH 
0
 σ Flim

σ
=
[ F] 
 .YR .YS .K XF .K FC .K FL
S
 F 
ZR .ZV .K XH =1 và
Khi thiết hế sơ bộ ta lấy:

YR .YS .K XF =1

Lúc đó ta tính toán theo công thức sau:
0
 σ Flim

 σ H0 lim 
.K

σ
=
[σH] = 
[
]
;
 HL
F

 .K FC .K FL
S
 SH 
 F 
Tra bảng 6.2[I]/94 với thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB(180 ÷ 350)ta
có:

σ H0 lim =2HB+70
0
σ Flim
=1,8HB
Do đó ta xác định được :
σ H0 lim3 =2.241+70=522

(MPa)

σ H0 lim4 =2.192+70=454

(MPa)

0

σ Flim
=1,8.241=434
3

(MPa)

0
σ Flim
=1,8.192=346
4

(MPa)

SH=1,1 ; SF=1,75 ; KFC=1

K HL = mH

N HO
N HE

;

K FL = mF

N FO
N FE

Ta có: mH=mF=6
NHO=30.HB2,4
⇒ N HO3 = 30.2412,4 = 1,563.107

N HO4 = 30.1922,4 = 0, 906.10 7

NHE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
N HE = 60.c.n.t ∑ với :
c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c=1
n: số vòng quay trong 1 phút


n3=350,98 (v/ph) ; n4=92,85 (v/ph)
t ∑ : số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
t ∑ =7. 365.0,8.8.2=32704 (h)
Vậy ta có: NHE3= NHE3=60.1.350,98.32704=6,88.10 9
NHE4= NHE3=60.1.92,85.32704=1,82.10 9
Ta thấy :
NHE3>NHO3 ⇒ do đó KHL3=1
NHE4>NHO4 ⇒ do đó KHL4=1
NFE3>NFO3 ⇒ do đó KFL3=1
NFE4>NFO4 ⇒ do đó KFL4=1
Thay vào công thức trên ta được:
0
σ lim
3

522
σ H3  =
.K HL3 =
.1 = 474,55
SH
1,1

(MPa)

0
σ lim
4

454
σ H4  =
.K HL4 =
.1 = 412, 72
SH
1,1

(MPa)

σ0
434.1.1
σ F3  = lim3 .K FC .K FL3 =
= 248
SF
1, 75

(MPa)

0
σ lim
4

346.1.1
σ F4  =

.K FC .K FL4 =
= 197, 72
SF
1, 75

(MPa)

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta có:
σ H3  + σ H 4 
σ
=
≤ 1, 25 [ σ H ] min
[ H]
2
474,55 + 412, 72
⇒ [σH ] =
= 443, 635 < 1, 25.412, 72 = 515,9
2
Vậy [ σ H ] =443,635
(MPa)

(MPa)

3. Xác định ứng suất quá tải cho phép.
Với bánh răng tôi cải thiện và HB<350 thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi
quá tải là: [ σ H ] max=2,8 σ ch

⇒ σ H3 

max

= 2,8.580 = 1624

(MPa)

σ H4  = 2,8.450 = 1260
(MPa)
max
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức:

σ F  = 0,8σ ch
max
⇒ σ F3 

max

= 0,8.580 = 464

(MPa)

σ F4  = 0,8.450 = 360
(MPa)
max
4. Tính toán truyển động bánh răng.
a. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.


a w 2 = K a ( u 2 + 1)

- Khoảng cách trục :

3

T2 .K Hβ

[σH ]

2

.u 2 .ψ ba

Tra bảng 6.6[I]/97 chọn ψ ba =0,4
Tra bảng 6.5[I]/96 chọn Ka=43 (MPa)1/3
Với → ψbd = 0,5.ψba . u2 + 1 = 0,5.0, 4. ( 3,78 +1) = 0,956
Tra bảng 6.7[I]/98 chọn K Hβ =1,15(sơ đồ 3)

(

a w = 43. ( 3, 78 + 1) . 3

)

126252, 2.1,15
= 161,88 ( mm )
(443,365) 2 .3, 78.0, 4

Ta lấy aw2=162 (mm)
b. Xác định các thông số ăn khớp.
- mô đun: m = ( 0, 01 → 0, 02 ) aw = ( 0, 01 → 0,02 ) 162 =(1,62 → 3,24)
Theo bảng 6.8[I]/99 chọn m=2

- Chiều rộng vành răng: bw = aw .ψ ba = 162.0,4 = 64,8 (mm)
- Xác định số răng góc nghiêng.
+ Chọn sơ bộ β = 20 0
2a cos β 2.162.0,939
Z3 = W
=
= 31,82 (răng)
mn (u2 + 1) 2.(3, 78 + 1)
Ta chọn Z3=32 (răng)

.Z3=32 >30 nên không cần dịch chỉnh
Z4=u2.Z3=3,78.32=120,96 (răng)
Chọn Z4=121 (răng)
Z 121
= 3, 78
⇒ Tỷ số truyền thực là: ut = 4 =
Z 3 32
Zt=Z3+Z4=32+121=153 (răng)
+ Tính lại góc β theo công thức:
cos β =

m.Z t m.( Z 3 + Z 4 ) 2.(32 + 121)
=
=
= 0,944 ⇒ β = 19,19 0
2.aw 2
2.aw 2
2.162

⇒ β = 19,190 (nằm trong khoảng 80-200)

+Đường kính chia
mZ
2.32
d3 = n 3 =
= 67,8 (mm)
cos β 0,944
mZ
2.121
d4 = n 4 =
= 256,36 (mm)
cos β 0,944
+Đường kính đỉnh răng d a3 = d 3 +2m=67,8+2.2 =71,8
d a 4 = d 4 +2m=256,36+2.2= 260,36
+Đường kính đáy răng d f 3 = d 3 -2,5m=67,8-2,5.2 =62,8

(mm)
(mm)
(mm)


d f 4 = d 4 -2,5m=256,36-2,5.2= 251,36 (mm)

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
- ứng suất tiếp xúc trên bề mặt của bộ truyền phải đảm bảo thỏa mãn
điều kiện:
2T2 .K H . ( u 2 + 1)
σ H = ZM .ZH .Zε .
b w 2 .u 2 .d 2w
ZM: hệ số dịch chỉnh kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng.

Tra bảng 6.5[I]/96 ta được ZM=274 (MPa)1/3
2. cos β b
ZH: hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc Z H =
sin 2.α tw
β b : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tgβ b = cosα t .tgβ

Trong đó:

 tg 200 
 tgα 
0
α t = α tw = arctg 
÷ = 21, 08
÷ = arctg 
 cos β 
 0,944 
tgβb = cosαtw.tgβ = cos(21,080).tg(19,190) = 0,324
=> βb = 180

2.cos(180 )
= 1, 68
Vậy: Z H =
sin(2.21, 080 )

Zε =

1
εα

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

 1
1 
Với ε α = 1,88-3,2  + ÷ cosβ
 Z3 Z 4  


1 
 1
0
⇒ ε α = 1,88 − 3, 2.  +
÷ cos19,19 = 1, 68
 32 121  

1
⇒ Zε =
= 0, 77
1, 68
KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H = K Hβ .K Hα .K HV
Tra bảng 6.7[I]/98 ta được K Hβ =1,15,
K Hα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
ăn khớp.
KHV: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:


K HV = 1 +

υH .b w 2 .d w 3
2T2 .K Hβ .K Hα

Trong đó: υ H = δ H .g 0 .v.

a w2
u2

v:vận tốc vòng bánh răng
Vận tốc vòng của bánh răng[theo công thức 6.40] là:
π .d w3 .n2 3,14.67, 78.350,98
v=
=
= 1, 24( m / s )
6.104
60000
2.a

2.162

w
Với d w3 = u + 1 = 3, 78 + 1 = 67, 78 (mm)
m
Tra bảng 6.13[I]/107 với v ≤ 4(m/s) chọn cấp chính xác là 9
Tra bảng 6.14[I]/107 với v ≤ 2,5(m/s),cấp chính xác 9: K Hα =1,13
Tra bảng 6.15[I]/107 ta được δ H =0,002
Tra bảng 6.16[I]/107 ta được g0=73

aW
= 0,002 . 73 . 1,24 .
ut

vH = δ H .g 0 v

K Hv = 1 +

162
= 1,19(mm)
3, 78

v H bw d w3
2T2 K Hβ K Hα

→ K HV = 1 +

1,19.64,8.67, 78
= 1, 01
2.126252, 2.1,15.1,13

K H = K Hβ .K Hα .K HV = 1,15.1,13.1, 01 = 1,3
Ta tính được:
σ H = 274.1, 68.0, 77.

2.126252, 2.1,3. ( 3, 78 + 1)
64,8.3, 78.67, 782

= 418,54 ( Mpa )

Xác định ứng suất cho phép:
[ σ H ] cx = [ σ H ] sb .ZR .ZV .K XH

với [ σ H ] sb = 443,635 (MPa)

ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Với Ra=2,5 ÷ 1,25 ( µ m) ⇒ ZR=0,95
Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
Với v=1,24(m/s) <5 (m/s) thì Zv=1
KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.ta lấy KXH=1
⇒ [σ Hcx ] = 443, 635.0,95.1.1 = 421, 453 (MPa)
XÐt tØ sè :

[ σ H ] − σ H .100% = 421, 453 − 418,54 .100% = 0, 69%
421, 453
[σH ]

Vì sai lệch này là 0,69% < 4 % nên đảm bảo kinh tế.


d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra phải thỏa mãn điều
kiên :
2T2 .K F .Yε .Yβ .YF3
σ F3 =
≤ σ F3 
b .m.d
w

σ F4 =

σ F3 .YF4
YF3

w3

≤ σ F4 

Trong đó : T: mô men xoắn của bánh chủ động T=126252,2 (N.mm)
m: môdun pháp m n =2 (mm)
bw3: chiều rộng vành răng bánh chủ động bw3=64,8(mm)
dw3:đường kính vòng lăn bánh chủ động d w3 = 67, 78 (mm)
Yε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
1

Y ε = ε víi ε α hÖ sè trïng khíp ngang
α

ε α = 1, 68 ⇒ Yε =

1
= 0,595
1, 68

Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

19,190
β = 19.19 → Yβ = 1 −
= 0,86
140
0

YF3,YF4: hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4. Chúng phụ
thuộc vào số răng tương đương.

Số răng tương đương:

Z3
32

Z
=
=
= 37, 99
V
3
3

cosβ (cos19,19 )0 3


121
Z = Z 4 =
=143, 64
V4
3

cos β (cos19,190 )3


Tra bảng 6.18[I]/109 ta được :YF3=3,8
;
YF4=3,6
Tra bảng 6.7[I]/98 ta được : KFβ= 1,32 (sơ đồ 3)
Tra bảng 6.14[I]/107 ta được: K Fα = 1,37 (v<2,5 m/s,cấp chính xác 9)

K FV = 1 +

υF .b w .d w 3
2T2 .K Fβ .K Fα

với υF = δ F .g 0 .v.

Trong đó: δ F =0,006 (tra bảng 6.15[I]/107)
g0 =73 (tra bảng 6.16[I]/107)

a w2
u2


⇒ ν F = 0, 006.73.1, 24

→KFV=1+

162
= 3,55( m s )
3, 78

3,55.64,8.67, 78
= 1, 03
2.126252, 2.1,32.1,37

Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn là:
K F = K F β .K Fα .K Fv = 1,32.1,37.1, 03 = 1,86 .
Vậy: δ F 3 =

2.126252, 2.1,86.1, 24.0,595.0,86.3,8
= 103,96 ( Mpa )
64,8.2.67, 78

(MPa)
δF 4 = δF 3

YF 4
3, 6
= 103,96
= 98, 49 ( Mpa )
YF 3
3,8

Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
Với m=2 ⇒ YS = 1, 08 − 0, 0695ln 2 = 1, 03
YR=1
;
KXF=1 vì da<<400 (mm)
Vậy: σ F3cx  = σ F3sb  .YR .YS .K XF = 464.1.1, 03.1 = 447,92 (MPa)
σ F4cx  = σ F4sb  .YR .YS .K XF = 360.1.1, 03.1 = 370,8

Vậy

σ F3 < σ F3cx 

;

(MPa)

σ F4 < σ F4cx 

Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện uốn.
e. Kiểm nghiệm răng vì quá tải.
- Khi làm việc răng có thể bị quá tải vì vậy cần kiểm nghiệm răng và
quá tải. Để tránh biến dạng dư hoặc gãy lớp bề mặt thì ứng suất tiếp xúc
cực đại σ H max không được vượt quá 1 giá trị cho phép.

σ H max = σ H . K qt
Với σ H =418,54 (MPa) ;

Kqt=Kbd=1,4

σ H max = σ H . K qt = 418,54. 1, 4 = 495, 22 ( MPa) < [σ H ]max = 1624 ( MPa)
Vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải về biến dạng dư hoặc gãy lớp bề
mặt. Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng
thì ứng suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt
quá giá trị cho phép

σ Fmax = σ F .K qt ≤ [ σ F ] max

Với bánh nhỏ:
Bánh lớn:

σ F3max = 103,96.1, 4 = 145,54

(MPa)

σ F4max = 98, 49.1, 4 = 137, 49

(MPa)


Ta thy:

F3max = 145,84(MPa) < F3max

max

F4 max = 137, 49(MPa) < F4 max

=464(MPa)
max

=360 (MPa)

Vy b truyn tha món iu kin bn khi quỏ ti.
Bng thụng s bỏnh rng cp chm:
Khoảng cách trục
Mô đun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đờng kính vòng chia
Đờng kính đỉnh răng
Đờng kính đáy răng

aw=162 mm

m=2mm
bw=54,8 mm
um=3,78
= 19,190
Z3=32; Z4=121
x1=0; x2=0
d3=67,8 mm; d4 =256,36 mm
da3= 71,8 mm; da4 = 260,36 mm
df3=62,8 mm;df4 =251,36 mm
Đờng kính vòng lăn
dw3=67,78 mm;dw4 =256,2 mm
III. kiểm tra điều kiện bôi trơn chạm trục
1 .Kiểm tra điều kiện bôi trơn :
Chế độ bôi trơn trong hộp giảm tốc đợc lựa chọn theo vận tốc vòng
Ta có vận tốc vòng của bánh 2 và 4 nh sau :
.dW 2 .n2
.240.350,98
= 4, 4 (m / s)
Bánh 2
v2=
=
60000
60000
Bánh 4

v4 =

.dW 4 .n3

=

.256, 2.92,85
= 1, 25(m / s)
60000

60000
Vì v2 và v4 đều nhỏ hơn 12 (m/s)=> ta chọn chế độ bôi trơn bằng cách
ngâm dầu.
Chiều cao ngâm dầu lmin=(0,752)h và lmin 10mm
Với h : chiều cao răng h= 2,25.m
Bánh 2
h2= 2,25.m1=2,25.2=4,5 mm
Bánh 4
h4= 2,25.m2=2,25.2=4,5 mm
Chiều cao ngâm dầu
- Bánh 2
l2min= (0,752)h2=(0,752).4,5= 3,3759 mm
=> chọn l2min=8 mm
- Bánh 4
l4min= (0,752)h4=(0,752).4,5= 3,3759 mm
=> chọn l4min=8 mm
Gọi x2min và x4min lần lợt là mức dầu tối thiểu để đảm bảo bôi trơn ngâm
dầu cho bánh 2 và bánh 4.


da2
208
8 = 96 (mm)
l2min =
2

2
d
260,36
8 = 122,18(mm)
x4min = a 4 l4min =
Bánh 4:
2
2
+ Chiều sâu tối đa ngâm dầu cho các bánh răng phụ thuộc vào vân tốc
vòng
- Gọi x2max và x4max lợt là mức dầu tối đa cho bánh 2 và bánh 4
Với cấp nhanh v2=4,4 (m/s) > 1,5 (m/s) thì :
l2max=l2min+10 =8+10=18 mm
x2min =

Bánh 2:

da2
208
18 = 86 ( mm)
l2 max =
2
2
Với cấp chậm v4 =1,25 (m/s) < 1,5 (m/s) thì :

=>

x2 max =

1 d a 4 1 260,36

= .
= 32,55( mm)
4 2
4
2
d
260,36
32,55 = 97, 63(mm)
= a 4 l4 max =
2
2

x2min
x2max

=> x4 max

Chọn mức dầu chung cho cả hộp:
xmin= min(x2min,x4min) = x2min=96 (mm)
xmax=max(x2max,x4max)= x2max=86 (mm)
Ta xét điều kiện bôi trơn:
xmin xmax = 96 86 = 10 (mm) > 5(mm)

Vậy thoả mãn điều kiện bôi trơn.
2.Kiểm tra điều kiện chạm trục:

3/4.da4/2

x4max
x4min

l4max= .


4

x2

iii

x1

a w1

ii
i

3
a w2

3

2

1
Gọi x1 và x2 lần lợt là khoảng cách từ bánh 3 đến trục I và từ bánh 2 đến
trục III.
Để bánh 3 không chạm vào trục I và bánh 2 không chạm vào trục III thì :
x1 > 10 mm ; x2 >10 mm
Từ hình vẽ ta thấy :

d sbI 120. 3

P1
4,84
= 120. 3
= 18, 04(mm)
n1
1425

P3
4, 41
= 120. 3
= 43, 46(mm)
n3
92,85
d a3
71,8 18, 04
d Isb
x1 = aW 1 - 2 - 2 = 127 - 2 - 2 = 100,12(mm)

d sbIII 120. 3

sb
208 43,36
d a2
d III
x2 = aW 2 - 2 - 2 = 162- 2 - 2 = 79,68(mm)

Nh đã vậy thoả mãn điều kiện chạm trục
3. Kiểm tra điều kiện chạm trục và điều kiện bôi trơn.

Để bộ truyền làm việc ổn định không bị hỏng hóc trong khoảng thời
gian phục vụ thì ta cần phải tiến hành bôi trơn cho bộ truyền, ở đây ta tiến
hành bôi trơn bằng ngâm dầu.
a- Điều kiện chạm trục:
Đờng kính sơ bộ của trục I:
dSbI = (0,8 ữ 1,2)ddc = (0,8 ữ 1,2)38 = ( 30,4 ữ 45,6) mm. Lấy dSbI =
35.
Đờng kính sơ bộ của trục II:


dSbII =

TII
126525,2
= 40,59(mm) . Lấy dSbII = 40 .
= 3
0,2.30
0,2.[ ]

3

Đờng kính sơ bộ của trục III:
dSbIII =

3

l1 = aw1 -

TIII
=

0,2.[ ]

3

774797,05
= 50,55(mm) . Lấy dSbIII = 50 .
0,2.30

da 3 d Sb
I 10
2
2
70,98 35

= 57,01m)
2
2

= 110

l1 = 57,01 > 10 (mm).
l2 = aw2 = 135

da 2 d Sb
III 10
2
2

184,16 50

= 17,92(mm)
2
2

l2 = 17,92 > 10 (mm).
Ta thấy l1, l2 đều > 10 các bánh răng không bị trạm trục. Vậy thoả
mãn điều kiện trạm trục.
b- Điều kiện bôi trơn:
Gọi x là khoảng cách từ mức dầu đến tâm trục.
Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu : lmin = ( 0,15 ữ 2 ) h
Với h là chiều cao răng
Chiều sâu ngâm dầu tối đa phụ thuộc vào vận tốc :
+ Với v > 1,5 m/s lmax = lmin + 10.
+ Với v < 1,5 m/s : - Cấp chậm lmax = 1/4 bán kính.
- Cấp nhanh lmax = 1/6 bán kính.
Đối với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ, ta tiiến hành kiểm tra điều
kiện bôi trơn đối với bánh 2 và bánh 4.