thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ( loại hộp hộp giảm tốc côn – trụ)

Lời nói đầu
Thiết kế đồ án chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học này
không những giúp cho sinh viên cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến thức đã được
học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sẽ được học
sau này.
Đề tài của em được giao viên giao là thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ( loại hộp: hộp
giảm tốc côn – trụ). Trong quá trình tính toán và thiết kế có sử dụng và tra cứu các
tại liệu sau.
-

Tập 1 và 2 Tính toán và thiết kế hệ dẫn động cơ khí của PGS.TS Trịnh
Chất – TS. Lê Văn Uyển
Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn.

Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với
sự hiểu biết còn hạn chế cho nên rù đã cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của
các môn học có liên quan song bài làm của em không thể tránh khỏi nhưng thiếu
sót. Em kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của thầy cô bộ môn
giúp cho em ngày càng tiến bộ.
Cuối cùng em xin chần thành cảm ơn các thầy cô bộ môn, đặc biệt là thầy Hoàng
Xuân Khoa đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình giúp em hoàn thành
tốt nhiệm vụ được giao.
Hà Nội năm 2012
Sinh viên: Phan Duy Tú


PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1

Công suất cần thiết

Gọi Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác:
Pt =
Trong đó:

=

= 7,54 (KW)

F: lực kéo băng tải (N)
V: vận tốc băng tải ()

Công suất trên trục động cơ điện đươc các định theo công thức sau:
Pct = .β
Trong đó:
Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ
là hiệu suất truyền động
η = .... η5 = 0,95.0,99.0,96.0,97.0,99 = 0,867
: hiệu suất bộ truyền đai
: hiệu suất cặp ổ lăn
: hiệu suất bộ truyền bánh răng côn
: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
: hiệu suất nối trục đàn hồi
Hệ số đẳng trị β:
β = = = 0,802




1.2

Pct = .0,802 = 6,9 (KW)

Tính số vòng quay trên trục quay của tang

Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức:
ut = u1.u2 = 20.5 = 100
Trong đó:
u1: là tỉ số truyền của hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp
u2: là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang
Số vòng quay của trục máy công tác là:
nlv ==

= 28,39 (vòng/phút)

Trong đó:
v: vận tốc băng tải (m/s)
D: đường kính tang quay (mm)



Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv.ut = 2839 (vòng/phút)

1.3 Chọn động cơ
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện sau:
Pdc ≥ Pct ⇒ Pdc ≥ 6,9 (kW)
≤ ⇒ ≥ 1,65
ndb ≈ nsb = 2839 (vòng/phút)
Theo bảng P1.1 ta chọn động cơ K160S2 với các thông số sau:

Pdc = 7,5 (kW)

ndb = 2935 (vòng/phút)

ФD = 38 (mm)

1.4 Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền ut của hệ dẫn động là:
ut = = un.uh
Trong đó:
un: tỉ số truyền bộ truyền đai
uh: tỉ số truyền của hộp giảm tốc
chọn un = 5 ⇒ uh = 20
Phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp:
uh = u1.u2 = 4.5
1.5

Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục
a) Công suất trên các trục

P3 = = = 7,04 (kW)
P2 == = 7,33 (kW)
P1 == = 7,71 (kW)
Pdc == = 8,2 (kW)
Theo bảng P1.1 ta chọn động cơ K160M2 với các thong số sau:
Pdc = 11 (kW)

b)

ndb = 2935 (vòng/phút)

Tốc độ các trục:

n1 == = 587 (vòng/phút)
n2 === 147 (vòng/phút)

ФD = 38 (mm)


n3 = = = 29 (vòng/phút)
c)

Tính momen trên mỗi trục

Trên trục động cơ:
Trên trục 1:

T1 = 9,55.106.= 9,55.106. = 125435 (N.mm)

Trên trục 2:

T2 = 9,55.106.= 9,55.106. = 476201 (N.mm)

Trên trục 3:

T3 = 9,55.106.= 9,55.106. = 2318345 (N.mm)

Trên trục động cơ:

Tdc = 9,55.106.= 9,55.106. = 35792,2 (N.mm)

Trục
Công suất P(KW)
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n(vg/ph)
Momen xoắn T(N.mm)

Động cơ
11
5
2935
35792,2

1
7,71

2
7,33
4

578
125435

5
147
476201

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2. Tính toán bộ truyền đai thang

Theo hình 4.1 với:
Pct = 6,9 (KW) và n = 2935 (vòng/phút)
Ta chọn đai loại A

3
7,04
29
2318345


Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 125 (mm)
Vận tốc đai: v1 = == 19,21(m/s) < vmax = 25(m/s)
Đường kính bánh lớn:
Theo công thức 4.2 với Ɛ = 0,02 ta có:
d2 = u.d1.(1 - Ɛ) = 5.125.(1 - 0,02) = 612,5 (mm)
Theo bảng 4.21 ta chọn d2 = 630 (mm)
Như vậy tỉ số truyền thực tế:

ut == 5,14

Δu == = 0,028 < 0,04
Khoảng cách trục:
= 0,9 (theo bảng 4.14)
a = 0,9.d2 = 567(mm)
Thỏa mãn điều kiện; 0,55(d1 + d2)+h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)
 0,55(125 + 630) + 8 ≤ a ≤ 1510  423,25 ≤ a ≤ 1510
Chiều dài đai l:
l = 2a ++ = 2.567 ++
= 2432,4 (mm)
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2500 (mm)

i==

= 7,684 < 10 (s-1)

Theo 4.6 ta có a = = 702 (mm)
với λ = l-= 1314 (mm)


Δ = (d2-d1)/2 = 252,5 (mm)
Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ là:
α1 = 1800-570(d2 - d1)/a = 1390 > αmin = 1200
Xác định số đai
Theo công thức 4.16 ta có:
Z=
Theo bảng 4.7 ta có:

Kd = 1,2

Với α1 = 139 ta có:

Cα = 0,89 (bảng 4.15)

Với l/l0 = 2500/1700 = 1,47 chọn Cl = 1,07
Cu = 1,14 (theo bảng 4,17)
Cz = 0,95 (do P/[P0] = 2,24 (tra bảng 4,18)


z = 2,6 ta chọn z = 3
Chiều rộng bánh đai:
Theo 4,17 và tra bảng 4,21 ta có:

B = (z-1)t + 2e = (3 - 1).15 + 2.10 = 50 (bảng 4.21)
Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:
da = d1 + 2h0 = 125 + 2.3,3 = 131,6 (mm) chọn da = 132 (mm)
với h0 tra bảng 4.21
Đường kính ngoài của bánh lớn:
da = d2 + 2h0 = 630 + 2.3,3 = 636,6 (mm) chọn da = 637 (mm)

Xác định lực căng và lực tác dụng lên trục
Theo 4.19 ta có:


F0 = + Fv
Trong đó: Fv = qm.v2 với qm = 0,105 (kg/m) bảng 4.22


F0 = + 0,105.19,212 = 165 N
Theo bảng 4.21 lực tác dụng lên trục:
Fr = 2.F0.z.) = 2.165.3. = 927,3 N

THÔNG SỐ
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
Chiều rộng đai
Khoảng cách trục
Lực tác dụng lên trục
Tiết diện đai
Góc ôm
Số đai

d1 (mm)
d2 (mm)
B (mm)
l (mm)
b (mm)
a (mm)
Fr (N)
A (mm2)
α1 (độ)

GIÁ TRỊ
125
630
50
2500
13
702
297,3
81
1390
3

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1 Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong
thiết kế ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285
Có

σb1 = 850 Mpa

σch1 = 580 Mpa


Bánh lớn chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có:

σb2 = 750 Mpa

σch1 = 450 Mpa

3.2 Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB180…350

σ0Hlim = 2HB+70

SH = 1,1

σ0Flim = 1,8HB

SF = 1,75

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh răng lớn HB2 = 230
khi đó:

σ0Hlim1 = 2HB1+70 = 2.245+70 = 560 Mpa
σ0Flim1 =1,8HB1 = 1,8.245 = 441 Mpa
σ0Hlim2 = 2HB2+70 = 2.230+70 = 530 Mpa
σ0Flim2 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 Mpa

Theo 6.5 ta có số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc là:
NHO = 30.H2,4 HB


NHO1 = 30.2452,4 = 1,67.107; NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107

Theo 6.7 ta có số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
NHE = 60.c.i/Tmax)3.ni.ti
Trong đó:

c: số lần ăn khớp trong một vòng quay
Ti: momen xoắn ở chế độ i đang xét
ni: số vòng quay vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét
ti: tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Ta có: NHE1 = NHE2.u1


NHE2 = 60.c.(n1/u1).i/Tmax)3ti/ =.(13.+0,663.)


= 7,4.107 > NHO2
=> KHL2 = 1
=> NHE1 > NHO1

do đó KHL1 = 1

Như vậy theo 6.1a sơ bộ xác định được
[σH] = σ0Hlim.KHL /SH
=> [σH]1 = = 509(Mpa)

=> [σH]2 = = 482(Mpa)
Cấp nhanh sử dụng răng côn răng thẳng do đó:
[σH] = [σH]2 = 482(Mpa)
Cấp chậm dùng răng trụ răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1 do
đó:


[σH] = [σH]2 = 482(Mpa)

Theo 6.7 ta có:
Trong đó:

NHE = 60.c.i/Tmax)6.ni.ti
c: số lần ăn khớp trong một vòng quay
Ti: momen xoắn ở chế độ i đang xét
ni: số vòng quay vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét
ti: tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Ta có: NFE1 = NFE2.u1


NFE2 =

=.(16. + 0,666.) = 6,06.107
Vì NFE2 = 6,06.107 > NFO = 4.106

do đó KFL2 = 1

Tương tự ta có : KFL1 = 1
Do đó 6.2a với bộ truyền quay một chiều KFC = 1 ta được:

= = 252 Mpa
= = 236,5 Mpa
Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 ta được:
max

= 2,8.σch2 = 2,8.450 = 1260 Mpa

max

= 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 Mpa

max

= 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 Mpa

3.3 Tính các kích thước cơ bản của bộ truyền
3.3.1 Bộ truyền bánh răng côn
a) Xác định chiều dài côn ngoài
R e = K R. .
Trong đó:
KR : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng bánh răng côn
Kbe : hệ số chiều rộng vành răng
T1 : momen xoắn trên trục bánh răng chủ động
[σH] : ứng suất tiếp xúc cho phép
Với bộ truyền răng thẳng bằng thép KR = 0,5.Kb = 0,5.100 = 50 MPa1/3
Kbe = 0,25 theo bảng 6.21 với:

Kbe.u/(2 – Kbe) = 0,57
Trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350 tra được KHβ = 1,13




Re = 50.. = 192,45 mm

b) Xác định các thông số ăn khớp
Để răng đủ độ bền uốn thì modun vòng ngoài phải thỏa mãn:
mte ≥

= 4,81

với b = Kbe.Re = 0,25.192,45 = 48,1
Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động là:
= = = 93,35
Do đó tra bảng 6.22 ta được z1p = 17
Với HB ≤ 350, z1 = 1,6z1p = 1,6.17 = 27,2 chọn z1 = 27
Đường kính trung bình và modun trung bình:
dm1 = (1- 0,5Kbe)de1 = (1- 0,5.0,25)93,35 = 81,68 mm
mtm = = ≈ 3 mm
Modun vòng ngoài là:
mte = = = 3,43 mm
Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn mte = 4mm, do đó
mtm = mte(1- 0,5Kbe) = 4(1 – 0,5.0,25) = 3,5 mm
z1 = = = 23,4 chọn z1 = 24 răng
Số răng bánh lớn z2 = u.z1 = 96 răng, do đó tỉ số truyền um = = 4

Góc côn chia:

δ1 = arctg ( Z1 / Z 2 ) = arctg (1 / 4)

= 14,0360

δ2 = 900 - δ1 = 75,9640
Theo bảng 6.20 với z1 = 24 chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,4; x2 = -0,4
Chiều dài côn ngoài Re = 0,5mte = 198 mm

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
σH =

Z H Z M Zε
d m1

2.T1 u 2 + 1.K Hβ .K Hv .K Hα
≤ [σ H ]
0,85 b.u

ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5 ta có:
ZM = 274 MPa1/3
ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo bảng 6.12 với xt = x1 + x2 = 0,
ZH = 1,76
ZƐ: Hệ số trùng khớp của răng.
Z ε = (4 − ε α ) / 3

= 0,8737

εα: là hệ số trùng khớp ngang.

εα = [1,88 – 3,2( + )]cosβm = 1,71
KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng theo
bảng 6.21 ta có KHβ = 1,13
KHα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp, KHα = 1
KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KHv = 1 + = 1 + = 1,116
Trong đó:

vH = δH .g0. v = 0,006.56.2,47. = 8,38


Theo 6.22 ta có: v = = 2,47 m/s
Theo bảng 6.15, δH = 0,006, theo bảng 6.16, g0 = 56
bw = Kbe.Re: chiều rộng vành răng, mm.
[σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa
=> σH = 469,68 ≤ [σH]
Chiều rộng vành răng bw:
bw = Kbe.Re (σH/[σH])2 = 45,68 mm, lấy bw = 46 mm
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

σF1 = = = 78,29 ≤
σF2 = = 72,27 MPa ≤
Trong đó:
T1: momen xoắn trên bánh chủ động
mnm : modun pháp trung bình (với bánh răng côn răng thẳng mnm = mtm)
bw: chiều rộng vành răng, mm
dm1: đường kính trung bình của bánh răng chủ động, mm
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
= 1- = 1

= = 0,585: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,
Ɛα: hệ số trùng khớp ngang
hệ số dạng răng
Với zvn1 = = = 24,74
zvn2 = = = 395,8


tra bảng 6.18 được = 3,9;

= 3,6

KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF = KFβ.KFα.KFv = 1,25.1.1,28 = 1,6
Với KFβ: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn, theo 6.21 ta có KFβ = 1,25
KFα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp, tra bảng 6.14 ta được KFα = 1
KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KHv = 1 + = 1 + = 1,28
Trong đó:

vF = δF .g0. v = 0,016.56.2,47. = 22,36

Theo bảng 6.15, δF = 0,016; theo bảng 6.16; g0 = 56
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48 với Kqt = 2,1

σHmax = σH = 469,68 = 680,63 MPa ≤

max

= 1260 MPa

Theo 6.49, σF1max = σF1.Kqt = 78,29.2,1 = 164,41 MPa < max = 464 MPa

σF2max = σF2.Kqt = 72,27.2,1 = 151,767 MPa < max = 360 MPa

Thông số

Kí
Kết quả
hiệu


Chiều dài côn ngoài
Modun vòng ngoài
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh chiều cao
Góc côn chia
Đường kính chia ngoài
Chiều cao răng ngoài

Re
mte
bw
u
β

z
x
δ
de
he

Chiều cao đầu răng ngoài

hae

Đường kính đỉnh răng ngoài

dae

Chiều cao chân răng ngoài
Góc chân răng

hfe
θf

Góc côn đỉnh

δa

Góc côn đáy

δf

Đường kính trung bình

dm

Khoảng cách từ đỉnh tâm
đến mặt phẳng vòng ngoài
đỉnh răng
Modun vòng trung bình

B
mtm

198 mm
4 mm
46 mm
4
0
z1 = 24, z2 = 96
x1 = 0,4 x2 = -0,4
δ1 = 14,0360 , δ2 = 75,9640
de1 = mte.z1 = 96 mm, de2 = mte.z2 = 384 mm
he = 2hte.mte + c = 8,8 với hte = = 1
c = 0,2mte = 0,8
hae1 = ( hte + xn1.)mte = 5,6 mm
hae2 = 2hte.mte – hae1 = 2,4 mm
dae1 = de1 + 2hae1.= 106,8 mm
dae2 = de2 + 2hae2.= 385 mm
hfe1 = he – hae1= 3,2; hfe2 = he – hae2= 6,4 mm
θf1 = arctghfe1/Re = 0,90 chọn θf1 = 10
θf2 = arctghfe2/Re = 1,850 chọn θf1 = 20
δa1 = δ1 + θf2 = 16,0360 chọn δa1 = 160
δa2 = δ2 + θf1 = 76,9640 chọn δa2 = 770

δf1 = δ1 - θf1 = 130
δf2 = δ2 - θf2 = 740
dm1 = (1- 0,5b/Re)de1 ≈ 85mm
dm2 = (1- 0,5b/Re)de2 ≈ 366mm
B1 = Re.- hae1.sinδ1 = 191mm
B2 = Re.- hae2.sinδ2 = 46mm
3,5


3.3.2 Bộ truyền bánh răng trụ
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo 6.15a
aw = Ka(u + 1)
Trong đó: Ka:

Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng
T2: Momen xoắn trên trục bánh chủ động
Ứng suất tiếp xúc cho phép
u1: Tỉ số truyền
Ψba = bω/aω
bw: Chiều rộng vành răng bw = Ψba.aw = 104 mm

Tra bảng 6.5 với răng thẳng vật liệu hai bánh là thép-thép Kα = 49,5
Tra bảng 6.6 => Ψba = 0,3
Ψbd = bω/dω1 = 0,5.Ψba.(u+1) = 0,5.0,3(5+1) = 0,9
Do đó theo bảng 6.7 => KHβ = 1,15 (sơ đồ 3)
aw = 49,5.(5 + 1) = 345,3(mm)
Chọn aw = 345 (mm)
b) Xác định thông số ăn khớp
Modun

m = (0,01…0,02)aw = 3,45…6,9 mm chọn m = 4
Xác định số răng của cặp bánh răng trụ


z1 = = = 28,75 chọn z1 = 29
z2 = u.z1 = 5.29 = 145
Do đó aw = = 348 (mm)
Thông số
Khoảng cách trục chia
Khoảng cách trục
Đường kính chia

Kí hiệu
a
aw
d

Đường kính lăn

dw

Đường kính đỉnh răng

da

Đường kính đáy răng

df

Đường kính cơ sở

db

Góc profin gốc
Góc profin răng
Chiều rộng vành răng

α
αt
bw

Công thức tính
a = 0,5m(z1 + z2)/cosβ = 348 mm
aw = 348 mm
d1 = mz1/cosβ = 116 mm
d2 = mz2/cosβ = 580 mm
dw1 = 2aw/(u + 1) = 116 mm
dw2 = dw1.u = 580 mm
da1 = d1 + 2(1+ x1 – Δy)m = 124 mm
da2 = d2 + 2(1+ x2 – Δy)m = 588 mm
df1 = d1 – (2,5 – 2x1)m = 106 mm
df2 = d2 – (2,5 – 2x2)m = 570 mm
db1 = d1cosα = 109 mm
db2 = d2cosα = 545 mm
α = 200
αt = arctan(tanα/cosβ) = 200
104 mm

c) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
Theo 6.33 ta có:

σH = Zm.ZH.Zε.
ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5 ta có
ZM = 274MPa1/3


ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Theo 6.34: ZH = = = 1,76

ZƐ: Hệ số trùng khớp của răng.
Theo 6.36a ta có:
Zε == 0,866
Trong đó:

εα = 1,88 –

3,2.() = 1,75

KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng theo
bảng 6.7 ta có KHβ = 1,15
KHα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp, KHα = 1
KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo 6.42 ta có:
vH =..v. = 0,006.82.0,89. = 3,65 (m/s)
do đó KHv = 1+ = 1,04
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1 = = = 116 (mm)
Theo 6.40 ta có:
v = = = 0,89
chọn cấp chính xác 9

Theo bảng 6.16 chọn g0 = 82
bảng 6.14, chọn KFα = 1,37
KH = KHβ.KHv.KHα = 1,15.1,04.1 = 1,196




σH = 274.1,76.0,866. = 412,7 MPa ≤

d) Kiểm nghiệm về độ bền uốn
Theo 6.43 ta có:

σF1 =
Trong đó:
T2: momen xoắn trên bánh chủ động
m : modun pháp
bw: chiều rộng vành răng, mm
dw: đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động, mm
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với β = 0

Yβ =1– = 1

YƐ: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với εα = 1,75

Yε = = 0,57

YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Số răng tương đương:

Zv1 = = = 29
Zv2 = = = 145
Theo bảng 6.18 ta được:
YF1 = 3,8;

YF2 = 3,6

KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF =.KFv


KFα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn, với răng thẳng KFα = 1
KFβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn
Theo bảng 6.7 ta được: KFβ = 1,32
KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
Theo 6.47 vF = δF.g0.v. = 0,016.82.0,89. = 9,74
Trong đó:

δF = 0,016( bảng 6.15 )
g0 = 82( bảng 6.16 )

Do đó theo 6.46
Do đó:

KFv = 1+ = 1+ = 1,093

KF =.KFv = 1.1,32.1,093 = 1,44

Với m = 4; YS = 1,08 – 0,0695ln4 = 0,98; YR = 1;

KXF = 1;

Ta có [σF1] = [σF1].YR.YS.KXF = 252.1.0,98.1 = 246,96 Mpa
Tương tự => [σF2] = 231,77 MPa
 σF1 = = 61,6 < 252,9 Mpa
 σF2 = = = 58,35 < 237,35 Mpa
e) Kiểm răng về quá tải
Theo 6.48 với Kqt = = 2,1
σH2max = σH. = 482. = 698 < 1260 Mpa
Theo 6.49 ta có:
σF1max = σF1.Kqt = 61,6.2,1 = 129,36 < 464 Mpa
σF2max = σF2.Kqt = 58,35.2,1 = 122,535 < 360 Mpa

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC


4.1 Chọn vật liệu chế tạo
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 thường hóa có cơ tính như sau:
σb = 600 Mpa; σch = 340 Mpa với độ cứng là 200 HB ứng suất xoắn cho phép
[τ] =12÷20 Mpa.
4.2 Xác định sơ bộ đường kính trục
Theo 10.9 đường kính trục thứ k với k = 1 ÷ 3 là:
dk =
Trong đó: Tk: momen xoắn, N.mm
: ứng suất xoắn cho phép, MPa;
 Đường kính trục 1 là:
d1 = = ≈ 35 mm, với = 15
 Đường kính trục 2 là:

d2 = = ≈ 46 mm, với = 25
 Đường kính trục 3 là:
d3 = = ≈ 73 mm, với = 30
chọn d3 = 75 mm
4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Chiều dài mayo bánh răng côn là:
lm13 = (1,2 ÷ 1,4)d1 = 42 ÷ 49 mm, chọn lm13 = 45 mm
lm22 = (1,2 ÷ 1,4)d2 = 55,2 ÷ 64,4 mm, chọn lm22 = 60 mm
Chiều dài mayo bánh đai là:
lm12 = (1,2 ÷ 1,5)d1 = 42 ÷ 52,5 mm, chọn lm12 = 45 mm
Chiều dài mayo bánh răng trụ răng thẳng là:


lm23 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = 55,2 ÷ 69 mm, chọn lm22 = 60 mm
lm32 = (1,2 ÷ 1,5)d3 = 90 ÷ 112,5 mm, chọn lm32 = 100 mm
Khoảng công xôn trên trục 1 là:
lc12 = 0,5(lm13 + b0) + k3 + hn = 0,5(45 + 21) + 15 + 15 = 63 mm
Khoảng công xôn trên trục 3 là:
lc31 = 0,5(lm32 + b0) + k3 + hn = 0,5(100 + 37) + 15 + 15 = 98,5 mm
Trục 1
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i là:
l12 = - lc12 = -63 mm
l11 = (2,5 ÷ 3)d1 = 87,5 ÷ 105 mm, chọn l11 = 90 mm
l13 = l11 + k1 + k2 + lm12 + 0,5(b0 – b13.cosδ1) ≈ 143 mm
Trục 2
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i là:
l22 = 0,5(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5(60 + 25) + 10 + 10 = 62,5 mm
l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13.cos δ2) + k1 = 115 mm
l21 = lm22 + lm23 + b0 + 3k1 + 2k2 = 216 mm
Trục 3

Khoảng cách từ gối đỡ đến tiết diện tứ i là:
l31 = l21 = 216 mm
l32 = l23 = 115 mm
4.4 Xác định tải trọng tác dụng lên trục
- Trên bánh đai:


Fr = 927,3 N đã tính ở phần thiết kế đai
Ta có: Fx = Fr . sin 750 = 895,7 N
Fy = Fr . cos750 = 240 N
- Trên cặp bánh răng côn răng thẳng
Ft1 = Ft2 = = = 2951 N
Fr1 = Fa2 = Ft1.tgα.cosδ1 = 1042 N
Fa1 = Fr2 = Ft1.tgα.sinδ1 = 260,5 N
-Trên cặp bánh răng trụ
Ft3 = Ft4 = = = 2163 N
Fr3 = Fr4 = = 787 N
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục là:
Fxk = (0,2 ÷ 0,3).2T3/Dt = 7133 ÷ 10700, chọn Fxk = 9000