Đồ án thiết kế máy thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng nghiêng

Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học Thiết kế máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên ngành cơ
điện tử. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và
làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho em
được học tập và trau dồi kiến thức về thiết kế máy, nhưng em chưa có kinh nghiệm trong
việc thiết kế một chi tiết hay một máy hoàn chỉnh nào cả, chính vì vậy đồ án : “ Thiết kế
hộp giảm tốc hai cấp khai triển dể dẫn động băng tải” giúp em có cơ hội áp dụng
những kiến thức mình được học để tự thiết kế ra một sản phẩm cơ khí . Do lần đầu tiên
làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững
cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em
rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy, giúp em có được những kiến thức thật
cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy Đỗ Thế Cần đã tận tình giúp đỡ em
hoàn thành nhiệm vụ của mình.

Em xin chân thành cảm ơn !

SVTH: Trần Công Đua

Trang 1


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

MỤC LỤC
Trang
Lời nói đầu.....................................................................................................................1
Mục lục...........................................................................................................................2
Chương 1. Hộp giảm tốc và các phương án thiết kế
1.1. Giới thiệu về hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển..................................4
1.2. Phương án thiết kế...................................................................................................4
Chương 2. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
2.1. Chọn động cơ điện...................................................................................................7
2.2. Phân phối tỉ số truyền..............................................................................................8
Chương 3. Thiết kế bộ truyền ngoài
3.1. Chọn bộ truyền........................................................................................................11
3.2. Thiết kế bộ truyền đai thang....................................................................................11
Chương 4. Thiết kế bộ truyền bánh răng
4.1. Chọn vật liệu............................................................................................................13
4.2. Xác định ứng suất cho phép....................................................................................13
4.3. Tính toán cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng................................16
4.4. Tính toán cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.................................19
Chương 5. Thiết kế trục, then và ổ lăn
5.1. Chọn vật liệu............................................................................................................23
5.2. Tính toán thiết kế trục..............................................................................................23
5.2.1. Xác định sơ bộ đường kính trục.......................................................................23
5.2.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực..................................23
5.2.3.Xác định tải trọng tác dụng lên trục..................................................................25
5.2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục............................................26
5.3. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi............................................................................34
5.4. Tính chọn mối ghép then.........................................................................................40
5.4.1. Tính mối ghép then với trục I..........................................................................40
5.4.2. Tính mối ghép then với trục II.........................................................................41

5.4.3. Tính mối ghép then với trục III........................................................................42
5.5. Tính chọn nối trục....................................................................................................43
5.6. Thiết kế gối đỡ trục..................................................................................................45
Chương 6. Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết khác
SVTH: Trần Công Đua

Trang 2


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

6.1. Tính kết cấu của vỏ hộp...........................................................................................48
6.2. Kiểm tra mức dầu....................................................................................................49
6.3. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc ......................................................................................49
6.4. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp...................................................49
6.5. Điều chỉnh sự ăn khớp.............................................................................................50
6.6. Bôi trơn trong hộp giảm tốc....................................................................................50
Tài liệu tham khảo........................................................................................................51

SVTH: Trần Công Đua

Trang 3


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

CHƯƠNG 1
HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
1.1. Giới thiệu về hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không
đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn. Một loại cơ cấu tương tự
nhưng dùng để tăng vận tốc góc và giảm mômen xoắn được gọi là hộp tăng tốc.
Tùy theo tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc mà người ta phân ra : hộp giảm tốc
một cấp và hộp giảm tốc nhiều cấp.
Tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc phân ra : hộp giảm tốc bánh răng
trụ, hộp giảm tốc bánh răng côn hoặc côn – trụ, hộp giảm tốc trục vít hoặc trục vít – bánh
răng, hộp giảm tốc bánh răng hành tinh, ....
Hộp giảm tốc bánh răng trụ được dùng rộng rãi hơn cả nhờ các ưu điểm : tuổi thọ
và hiệu suất cao, kết cấu đơn giản, có thể sử dụng trong một phạm vi rộng của vận tốc và
tải trọng.
Loại răng bánh răng trong hộp giảm tốc có thể là : thẳng, nghiêng hoặc chữ V.
Phần lớn các hộp giảm tốc có công dụng chung dùng răng nghiêng nhờ khả năng tải lớn
hơn và vận tốc làm việc cao hơn so với răng thẳng.
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiều nhất, tỉ số truyền chung
của hộp giảm tốc của hộp giảm tốc loại này thường bằng từ 8 đến 40.
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển đơn giản nhất, nhưng có nhược điểm
là bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều tải
trọng trên chiều dài răng. Vì vậy cần chú ý thiết kế trục đủ cứng, đặc biệt là trong trường
hợp các bánh răng được nhiệt luyện đạt độ rắn cao và chịu tải trọng thay đổi, vì khi đó
khả năng chạy mòn của bánh răng rất kém.
1.2. Phương án thiết kế
1.2.1. Phương án 1
Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích
Ưu điểm :
- Kết cấu đơn giản. Khuôn khổ kích thước nhỏ gọn hơn truyền động đai cùng công
suất. Không có hiện tượng trượt, tỉ số truyền trung bình ổn định. Hiệu suất cao, có thể đạt

98% nếu được chăm sóc tốt và sử dụng hết khả năng tải. Lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ.
Nhược điểm :
- Nhanh mòn bản lề, nhất là bôi trơn không tốt và làm việc ở nơi nhiều bụi. Có
tiếng ồn khi làm việc do va đập khi vào khớp nên hạn chế sử dụng ở bộ truyền tốc độ
cao. Cần bôi trơn và căng xích.
1.2.2. Phương án 2

SVTH: Trần Công Đua

Trang 4


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

Hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền đai
Ưu điểm :
- Truyền được khoảng cách giữa các trục xa nhau. Làm việc êm, không gây ồn
nhờ vào độ dẻo của đai nên có thể truyền động với vận tốc lớn, tránh được các dao động
sinh ra do tải trọng thay đổi. Đề phòng được sự quá tải nhờ sự trượt của đai. Kết cấu và
vận hành đơn giản.
Nhược điểm :
- Tải trọng phân bố không đều trên trục. Kích thước bộ truyền lớn, tỉ số truyền khi
làm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn. Tuổi thọ thấp.
1.2.3. Lựa chọn phương án thiết kế
Sử dụng hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng nhờ khả năng
tải và vận tốc làm việc cao hơn so với răng thẳng.
Chọn bộ truyền ngoài là bộ truyền đai vì các ưu điểm : truyền được khoảng cách
xa, làm việc êm, tránh được các dao động sinh ra khi tải trọng thay đổi, đề phòng được sự

quá tải nhờ trượt đai, kết cấu và vận hành đơn giản.

SVTH: Trần Công Đua

Trang 5


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

CHƯƠNG 2
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
2.1. Chọn động cơ điện
2.1.1. Các loại động cơ điện
a) Động cơ điện một chiều
Ưu điểm :
- Cho phép thay đổi trị số mômen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng ( 3:1 đến
4:1 đối với động cơ điện một chiều và 100 : 1 đối với động cơ - máy phát), đảm bảo khởi
động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng do đó được dùng rộng rãi trong các thiết bị vận
chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm…
Nhược điểm :
- Đắt tiền, riêng động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư
để đặt các thiết bị chỉnh lưu.
b) Động cơ điện xoay chiều
Động cơ điện xoay chiều bao gồm hai loại : một pha và ba pha.
Động cơ một pha có công suất tương đối nhỏ, có thể mắc vào mạng điện chiếu
sáng, do vậy dùng thuận tiện cho các dụng cụ gia đình, nhưng hiệu suất thấp.
Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha. Chúng gồm hai loại : đồng
bộ và không đồng bộ.

* Động cơ ba pha đồng bộ :
Có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế
không điều chỉnh được.
Ưu điểm :
- So với động cơ không đồng bộ thì động cơ ba pha đồng bộ có hiệu suất và cosφ
cao, hệ số quá tải lớn hơn.
Nhược điểm:
- Thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao vì phải sử dụng thiết bị phụ
để khởi động động cơ.
* Động cơ ba pha không đồng bộ :
Gồm hai kiểu : roto dây quấn và roto ngắn mạch

SVTH: Trần Công Đua

Trang 6


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

- Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto dây quấn : cho phép điều chỉnh vận tốc
trong phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số công suất (cosφ)
thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng thích hợp khi cần điều
chỉnh trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã
được lắp đặt.
- Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch : kết cấu đơn giản, giá thành
tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha
không cần biến đổi dòng điện. Nhược điểm của nó là : hiệu suất và hệ số công suất thấp
(so với động cơ ba pha đồng bộ), không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một

chiều và động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto dây quấn).
=> Từ các ưu nhược điểm của các loại động cơ, chọn động cơ ba pha không đồng
bộ kiểu roto ngắn mạch.
2.1.2. Chọn động cơ
Công suất động cơ đề cho :
Pct = 25 [kW]
Số vòng quay của động cơ đề cho :
n = 2500 [vòng/phút]
Theo bảng P1.3 phụ lục (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất – Lê
Văn Uyển) chọn động cơ 4A180M2Y3 có P đc = 30kW, nđc = 2943 vg/ph , ȵđc = 90,5,
m=93kg.
2.2. Phân phối tỉ số truyền
2.2.1. Xác định tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động
Ta có:
ut =

n đc 2943
=
= 19,62
n g t 150

2.2.2. Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền
ut = ung.uh = ung.u1.u2
Trong đó :
ung là tỉ số truyền của bộ truyền đai
uh là tỉ số truyền hộp giảm tốc
u1 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh
u2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
SVTH: Trần Công Đua

Trang 7


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

Chọn sơ bộ ung = 3,15
Do đó tính được :
u

u =

u

h

t

=

ng

19,62
= 6,23
3,15

Chọn u1 = 2,73 ; u2 = 2,20
Tính lại giá trị của ung theo ui của hộp giảm tốc :
u

ng

u

=

=

t

u .u
1

2

19,62
= 3,27
2,73.2.20

2.2.3. Xác định công suất, Mômen và số vòng quay trên các trục
Công suất trên các trục :
PIII = P .n .n = 22,34.0,99.1 = 22,12 kW
II

ol

P = P .n .n
II

I

ol

k

br

= 23,75.0,99.0,95 = 22,34 kW

P = P .n = 25.0.95 = 23,75 kW
I

đc

đ

Số vòng quay trên các trục :

nI =

n đc 2943
=
= 900 vg/ph
uđ
3,27

n II =

n I 900

=
= 330 vg/ph
u 1 2,73

n III =

n II 330
=
= 150 vg/ph
u 2 2,2

Mômen xoắn trên các trục :
P
25
Tđc = 9,55.106 đc = 9,55.106.
= 81125 ( Nmm)
n đc
2943
P
23,75
TI = 9,55.106. I = 9,55.106.
= 252014 ( Nmm)
nI
900

P
22,34
TII = 9,55.106. II = 9,55.106.
= 646506 (Nmm)
n II

330

SVTH: Trần Công Đua

Trang 8


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

P
22,12
TIII = 9,55.106. III = 9,55.106.
= 1408307( Nmm)
n III
150

Bảng kết quả tính toán các thông số :

Trục
Thông số
Tỉ số truyền
Công suất (kW)
Số vòng quay (vg/ph)
Mômen T (Nmm)

SVTH: Trần Công Đua

Động cơ

I

ung=3,27

II
u1=2,73

III
u2=2,20

25

23,75

22,34

22,12

2943

900

330

150

81125

252014

646506

1408307

Trang 9


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

CHƯƠNG 3
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
3.1. Chọn bộ truyền
Truyền động đai dùng để truyền động giữa các trục tương đối xa nhau và yêu cầu
làm việc êm, an toàn khi quá tải. Bộ truyền đai có kết cấu khá đơn giản tuy nhiên có trượt
giữa đai và bánh đai nên tỷ số truyền không ổn định.
Bộ truyền đai thang có tỷ số truyền không lớn. Theo chỉ tiêu thiết kế, bộ truyền
cần thiết kế có tỷ số truyền u = u ng = 3,27. Công suất cần truyền bằng công suất động cơ
điện 25 kW, số vòng quay trục dẫn n = 2943 vòng/phút. Kiểu truyền động thường.
3.2. Thiết kế bộ truyền đai thang
3.2.1. Chọn loại đai
Theo bảng 4.13 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển) ta sử dụng đai loại Ƃ:
Loại đai
bt
y0
b
h

A (mm2)
Đường kính bánh đai
nhỏ d1, mm
Chiều dài giới hạn l, mm

Ƃ
14
4,0
17
10,5
138
140-280
800-6300

3.2.2. Xác định thông số của bộ truyền
a) Đường kính bánh đai nhỏ d1
Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=140mm.
Vận tốc đai :
v=

π.n1.d 1 π.140.2943
=
= 21,56 m/s
60000
60000

< vmax= 25 m/s

Với Ɛ=0,02, đường kính bánh đai lớn:
d2=u.d1(1-Ɛ)=3,27.140(1-0,02)=448 mm

Theo bảng 4.26 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí- Trịnh Chất, Lê Văn Uyển)
chọn đường kính tiêu chuẩn d2=450 mm .

SVTH: Trần Công Đua

Trang 10


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

ut =
Như vậy tỉ số truyền thực tế :

d2
450
=
= 3,28
d1 (1 − ε) 140(1− 0,02)

b) Khoảng cách trục a
Theo bảng 4.14 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển), chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 = 450 mm
Chiều dài đai:
l = 2a + 0,5π(d1+d2) + (d2-d1)2/(4a)
= 2.450 + 0,5π(140+450) + (450-140)2/(4.450) = 1880 mm
Theo bảng 4.13 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển) chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây :

i=

v 21,56
=
= 9,63 vg/s
l
2,24
< 10 vg/s

Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm:
λ + λ 2 − 8Δ 2
a=
4
Δ=

, với

λ = 2240 − 0,5.3,14(140 + 450) = 1313,7

d 2 − d1 450 − 140
=
= 155
2
2

Do đó a = 638 mm.
c) Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ
α1 = 180 −
Góc ôm

57(d 2 − d1 )
= 152ο > α
= 120ο
min
a

.

3.2.3. Xác định số đai z
Theo công thức :
z=

P1 .K d
[P0 ].C α .C l .C u .C z

Trong đó:
P1 – công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 25 kW
[P0]– công suất cho phép, [P0] = 5,34 kW (bảng 4-19)
Kd – hệ số tải trọng động, Kd = 1,1
SVTH: Trần Công Đua

Trang 11


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

Cα - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, Cα = 0,92
Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, Cl = 1,0

Cu –hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, Cu = 1,14
Cz –hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho
các dây đai, P1/[P0] = 25/5,34 = 4,68 ⇒ Cz = 0,9
Do đó:
z=

25.1,1
=
5,34.0,92.1,0.1,14.0,9

5,5
Chọn z = 6
Chiều rộng bánh đai: B= (z-1)t +2e =(6-1)19+2.12,5= 120 mm
Đường kính ngoài bánh đai : da= d +2h0= 140 + 2.4,2 = 148,4 mm
3.2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu :
F =

780P K

đ +F
v
v.C α. z
1

0

Trong đó: Fv = qm.v2= 0,178.21,562 = 82,7 N
Do vậy :
F =

0

780 .25.1,1
+ 82 ,7 = 263 N
21,56.0,92.6

Lực tác dụng lên trục :
Fr = 2F0.z.sin(α/2) = 2.263.6.sin(152o/2) = 3062 N

SVTH: Trần Công Đua

Trang 12


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

CHƯƠNG 4
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
4.1. Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở
đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
Theo bảng 6.1 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển) chọn:
+ Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…. 285 có σ b1 = 850MPa,
σch1=580 MPa.
+ Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có σ b2= 750 MPa, σch2=
450 MPa.
4.2. Xác định ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được xác định theo
các công thức sau:

[σ H ] = σ H lim .Z R Z v K xH K HL
0

SH

[σ F ] = σ F lim .YRYs K xF K FC K FL
0

SF

Trong đó:
ZR : Hệ số kể đến độ nhám của 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 nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy: ZRZVKxH = 1; YRYSKxF = 1
Vậy ta có:

[σ H ] = σ H lim.K HL
0

SH

SVTH: Trần Công Đua

Trang 13


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

[σ F ] = σ F lim.K FC .K FL
0

SF

Theo bảng 6-2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất - Lê Văn Uyển)
ta có:

σ

0
H lim

= 2 HB + 70

σ F0 lim = 1,8 HB

: ứng suất tiếp xúc cho phép

: ứng suất uốn cho phép

SH, SF : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; SH = 1,1 ; SF = 1,75
KFC : hệ xét ảnh hưởng đặt tải; 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:
;
K HL = mH

N HO
N HE

K FL = mF

N FO
N FE

Ở đây :
mH, mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; m H = 6;
mF= 6 (HB ≤ 350)
NHO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N HO = 30.H

2, 4
HB

( HHB – độ rắn Brinen)

NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

NHE, NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB1 = 241
Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB2 = 192

Ta có:

σ

0
H lim1

SVTH: Trần Công Đua

= 2.HB1 + 70 = 2.280+ 70 = 630 (MPa)

Trang 14

N FO = 4.10 6


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

σ

0
H lim 2

σ

0
F lim1

σ

0
F lim2

N

N

HO1

HO2

= 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

= 1,8.HB1 = 1,8.280 = 504 (MPa)

= 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (MPa)

= 30.280 2,4 = 22402708
= 30.230 2,4 = 13972305

Bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc :

N HE = 60c ∑( Ti / Tmax ) .ni .ti
3

N FE = 60c ∑( Ti / Tmax ) .ni .ti
6

Trong đó :
c : số lần ăn khớp trong 1 lần quay; c = 1
ni : số vòng quay trong 1 phút
ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét
NHE2 = 60.1.4,5.310.12.224.(13.4+0,63.4) = 1094329958
NHE1 = NHE2.i = 1094329958.3 = 3282989874
NFE2 = 60.1.4,5.310.12.224.(16.4+0,66.4) = 941930112,6
NFE1 = NFE2.i = 941930112,6.3 = 2825790338
Ta thấy:
NHE1 > NHO1 ta lấy NHE1 = NHO1 ⇒ KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 ta lấy NHE2 = NHO2 ⇒ KHL2 = 1
NFE1 > NFO1 ta lấy NFE1 = NFO1 ⇒ KFL1 = 1
NFE2 > NFO2 ta lấy NFE2 = NFO2 ⇒ KFL2 = 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ H ]1 =

SVTH: Trần Công Đua

σ H0 lim1 .K HL1 630
=
= 572,7 MPa
SH
1,1

Trang 15


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

[σ H ]2 =

σ H0 lim 2 .K HL 2 530
=
= 481,8 MPa
SH
1,1

Ứng suất uốn cho phép:
[σ F ]1 =

σ F0 lim1 .K FC .K FL1 504.1.1
=
= 288 MPa
SF
1,75

[σ F ] 2 =

σ F0 lim 2 .K FC .K FL 2 414.1.1
=
= 236,57 MPa
SF
1,75

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σ H ]max 1 = 2,8.σ ch1 = 2,8.580 = 1624( MPa )
[σ H ]max 2 = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260( MPa )

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[σ F ]max 1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( MPa )
[σ F ]max 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360( MPa)
Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H ] =

[σ H 1 ] + [σ H 2 ]
≤ 1,25[σ H ]min
2

[σ H ] = 504,75 ( MPa )

Vậy điều kiện thỏa mãn.
4.3. Tính toán cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục
a w = K a (u 1 + 1).3

T1 .K Hβ
[σ H ] 2 u 1 ψ ba

a w = 43(2,73+ 1 ).3

252014.1,15
= 176,4mm
513,632.2,73.0,3

Lấy aw = 176 mm.
b) Xác định các thông số ăn khớp

SVTH: Trần Công Đua

Trang 16


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

Ta có :
m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02)176 = 1,76 ÷ 3,52mm
Theo bảng 6.8 [TL1] chọn môđun pháp m = 2,5.
Chọn sơ bộ β = 10o , do đó cosβ = 0,9848
Số răng bánh nhỏ :
Z1 = 2awcosβ/[m(u+1)] = 2.176.0,9848/[2,5(2,73 + 1)] = 37,17
Lấy Z1 = 37
Số bánh răng bánh lớn :
Z2 = u.Z1 = 2,73.37 = 101,01
Lấy Z2 = 101
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là um = 101/37 = 2,729
cosβ = m(Z1 + Z2)/(2aw) = 0,98
Suy ra β = 11o28’42”
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
2

σ H = Z H Z M Z ε 2T1 .K H (u + 1)/(b w ud w1 )

Theo bảng 6.5 [TL1], ZM = 274Mpa1/3
Ta có :

tgβb = cosαt.tgβ = cos(20,375).tg(11,478) = 0,19
Do đó :
2 cos β b / sin 2α tw = 2 cos(10,758) / sin(2.20,375) = 3

ZH =
Mặt khác :
Ɛβ = bw.sinβ/(πm) = 0,3.176.sin(11,478)/(π.2,5) = 1,34
1/ ε α

ZƐ =

1 / 1,73

=

= 0,76

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1 = 2aw/(um + 1) =2.176/(2,729 + 1) = 94,40mm
Ta có :
v = πdw1.n1/60000 = π.94,40.900/60000 = 4,45 m/s
Với v = 4,45 m/s theo bảng 6.13 [TL1] dùng cấp chính xác 8. Theo bảng 6.14
[TL1] với cấp chính xác 8 và v < 5m/s , KHα = 1,09
SVTH: Trần Công Đua

Trang 17


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

Ta có :
a w /u

vH = δH.go.v.

176 / 2,729

= 0,002.56.4,45.

=4

KHv = 1+ vH.bw.dw1/(2T1.KHβ.KHα)
= 1+ 4.52,8.94,40/(2.252014.1,09.1,15) = 1,032
KH = KHβ.KHα.KHv = 1,15.1,09.1,032 = 1,29
Vậy :
2

σ H = Z H Z M Z ε 2T1 .K H (u + 1)/(b w ud w1 )

274.3.0,76. 2.252014.1,29.( 2,729 + 1) /(52,8.2,729.94,402 )

=
= 484,4 MPa < [σH] = 504,75 MPa
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ta có :
σ F1 = 2T1 K F Yε Yβ .Y F1 /(b w d w1m)

(1)

Theo bảng 6.7 [TL1], KFβ = 1,32, Theo bảng 6.14 [TL1] với cấp chính xác 8 và v
< 5m/s , KFα = 1,27
Ta có :
a w /u

νF = δF.go.v.

176 / 2,729

= 0,006.56.4,45.

= 12

KFv = 1+ vF.bw.dw1/(2T1.KFβ.KFα)
= 1+ 12.52,8.94,40/(2.252014.1,32.1,27) = 1,071
KF = KFβ.KFα.KFv = 1,32.1,27.1,071 = 1,8
Với Ɛα = 1,361, YƐ = 1/ Ɛα = 0,613
Với β = 11,478o , Yβ = 1- 11,478/140 =0,92
Số răng tương đương :
Z v1 =

Z1
37
=
= 39
3
cos β 0,98 3

Z v2 =

Z2
101
=
=107
3
cos β 0,98 3

Theo bảng 6.18 [TL1] ta được YF1 = 3,7, YF2 = 3,6
Với m = 2,5 mm, YS = 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,022 ; YR = 1 ; KxF = 1
SVTH: Trần Công Đua

Trang 18


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

Do đó :
[σF1] = [σF1]. YS. YR. KxF = 288. 1,022 .1 = 294,33 MPa
Tương tự tính được [σF2] = 241,77 MPa
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (1)
σF1 = 2.252014.1,8.0,613.0,92.3,7/(52,8.94,4.2,5) = 152 MPa <
σF2 = σF1. YF2/ YF1 = 152. 6,6/3.7 = 147,8 MPa <

[σ F ] 2

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Với Kqt = Tmax/T =1,8
Kqt

σH1max = σH.

= 484,4.1,34 = 649 MPa < [σH]max

σF1max = σF1.Kqt = 152 .1,8 =273,6 MPa < [σF1]max
σF2max = σF2.Kqt = 147,8 .1,8 =266 MPa < [σF2]max
g) Các thông số và kích thước của bộ truyền
Khoảng cách truc

aw1 = 176mm

Môđun pháp

m = 2,5mm

Chiều rộng vành răng

bw = 52mm

Tỉ số truyền

um = 2,73

Góc nghiêng của răng

β = 11o28’42”

Số răng bánh răng

Z1 = 37 ; Z2 = 101

Hệ số dịch chỉnh răng

x1 = x2 = 1mm

Đường kính vòng chia

d1 = 94,39mm ; d2 = 257,65mm

Đường kính đỉnh răng

da1 = 99,39mm ; da2 = 262,65 mm

Đường kính đáy răng

df1 = 88,14mm ; df2 = 251,4mm

4.4. Tính toán cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục
a w = K a (u 2 + 1).3

SVTH: Trần Công Đua

T1 .K Hβ
[σ H ] 2 u 1 ψ ba

Trang 19

[σ F ]1

Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

a w = 43(2,20+ 1 ).3

646506.1,15
= 223,23mm
513,632.2,20.0,3

Lấy aw = 223 mm.
b) Xác định các thông số ăn khớp
Ta có :
m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02)176 = 2,2 ÷ 4,4mm
Theo bảng 6.8 [TL1] chọn môđun pháp m = 2,5.
Chọn sơ bộ β = 10o , do đó cosβ = 0,9848
Số răng bánh nhỏ :
Z1 = 2awcosβ/[m(u+1)] = 2.223.0,9848/[2,5(2,20 + 1)] = 54,9
Lấy Z1 = 55
Số bánh răng bánh lớn :
Z2 = u.Z1 = 2,20.55 = 121
Lấy Z2 = 121
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là um = 121/55 = 2,20
cosβ = m(Z1 + Z2)/(2aw) = 0,9865
Suy ra β = 9o25’31”
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
2

σ H = Z H Z M Z ε 2T1 .K H (u + 1)/(b w ud w1 )

Theo bảng 6.5 [TL1], ZM = 274Mpa1/3
Ta có :
tgβb = cosαt.tgβ = cos(20,252).tg(9,425) = 0,16
Do đó :
2 cos β b / sin 2α tw = 2 cos(9,09) / sin(2.20,252) = 1,74

ZH =
Mặt khác :
Ɛβ = bw.sinβ/(πm) = 66,9.sin(9,425)/(π.2,5) = 1,40
1/ ε α

ZƐ =

1 / 1,77

=

= 0,75

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

SVTH: Trần Công Đua

Trang 20


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

dw1 = 2aw/(um + 1) =2.223/(2,2 + 1) = 139,38mm
Ta có :
v = πdw1.n1/60000 = π.139.330/60000 = 2,4m/s
Với v = 2,4 m/s theo bảng 6.13 [TL1] dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14 [TL1]
với cấp chính xác 9 và v < 2.5m/s , KHα = 1,13
Ta có :
a w /u

vH = δH.go.v.

223 / 2,2

= 0,002.56.2,4.

= 2,7

KHv = 1+ vH.bw.dw1/(2T1.KHβ.KHα)
= 1+ 2,7.66,9.139,38/(2.646506.1,09.1,13) = 1,012
KH = KHβ.KHα.KHv = 1,15.1,13.1,012 = 1,315
Vậy :
2

σ H = Z H Z M Z ε 2T1 .K H (u + 1)/(b w ud w1 )

274.1,74.0,75. 2.646506.1,315.( 2,2 + 1) /( 66,9.2,2.139,38 2 )

=

= 493,3 MPa < [σH] = 504,75 MPa
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ta có :
σ F1 = 2T1 K F Yε Yβ .Y F1 /(b w d w1m)

(1)
Theo bảng 6.7 [TL1], KFβ = 1,32, Theo bảng 6.14 [TL1] với cấp chính xác 9 và v
< 2.5m/s , KFα = 1,37
Ta có :
a w /u

νF = δF.go.v.

223 / 2,2

= 0,006.56.2.5.

= 8,46

KFv = 1+ vF.bw.dw1/(2T1.KFβ.KFα)
= 1+ 8,46.66,9.139,38/(2.646506.1,32.1,37) = 1,034
KF = KFβ.KFα.KFv = 1,32.1,37.1,034 = 1,87
Với Ɛα = 1,77, YƐ = 1/ Ɛα = 0,56
Với β = 9,425o , Yβ = 1- 9,425/140 =0,93
Số răng tương đương :

SVTH: Trần Công Đua

Trang 21

Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

Z v1 =

Z1
55
=
= 57
3
cos β 0,987 3

Z v2 =

Z2
121
=
= 126
3
cos β 0,987 3

Theo bảng 6.18 [TL1] ta được YF1 = 3,7, YF2 = 3,6
Với m = 2,5 mm, YS = 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,022 ; YR = 1 ; KxF = 1
Do đó :
[σF1] = [σF1]. YS. YR. KxF = 288. 1,022 .1 = 294,33 MPa
Tương tự tính được [σF2] = 241,77 MPa
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (1)
σF1 = 2.252014.1,8.0,613.0,92.3,7/(52,8.94,4.2,5) = 152 MPa <

σF2 = σF1. YF2/ YF1 = 152. 6,6/3.7 = 147,8 MPa <

[σ F ] 2

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Với Kqt = Tmax/T =1,8
Kqt

σH1max = σH.

= 484,4.1,34 = 649 MPa < [σH]max

σF1max = σF1.Kqt = 152 .1,8 =273,6 MPa < [σF1]max
σF2max = σF2.Kqt = 147,8 .1,8 =266 MPa < [σF2]max
g) Các thông số và kích thước của bộ truyền
Khoảng cách trục

aw1 = 223mm

Môđun pháp

m = 2,5mm

Chiều rộng vành răng

bw = 66,9mm

Tỉ số truyền

um = 2,2

Góc nghiêng của răng

β = 9o25’31”

Số răng bánh răng

Z1 = 55 ; Z2 = 121

Hệ số dịch chỉnh răng

x1 = x2 = 1mm

Đường kính vòng chia

d1 = 139,38mm ; d2 = 306,64mm

Đường kính đỉnh răng

da1 = 144,38mm ; da2 = 311,64 mm

Đường kính đáy răng

df1 = 134,38mm ; df2 = 301,64mm

SVTH: Trần Công Đua

Trang 22

[σ F ]1

Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

CHƯƠNG 5
THIẾT KẾ TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN
5.1. Chọn vật liệu
Vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa
Giới hạn bền: σb = 600 (MPa)
Giới hạn chảy: σch = 340 (MPa)
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12…20 MPa
5.2. Tính toán thiết kế trục
Tính toán thiết kế trục nhằm xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục đáp
ứng các yêu cầu về độ bền. kết cấu, lắp ghép và công nghệ.
Tính thiết kế trục tiến hành theo các bước sau:
- Xác định tải trọng tác dụng lên trục.
- Tính sơ bộ đường kính trục.
- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng.
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.
5.2.1. Xác định sơ bộ đường kính trục
T1
252014
d1 = 3
=3
= 39,79mm
0,2.[τ ]
0,2.20

Trục 1 :
Ta chọn d1 = 40mm
T2
646506
d =3
=3
= 54,47mm
2
0,2.[τ ]
0,2.20

Trục 2 :
Ta chọn d2 = 55mm
d3 = 3

T
3 = 3 1408307 = 69,61mm
0,2.[τ]
0,2.20

Trục 3 :
Ta chọn d3 = 70mm
5.2.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2
Ta có:
d, mm
bo, mm
SVTH: Trần Công Đua

40
23

55
29
Trang 23

70
35


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

Chiều dài mayơ bánh răng trụ:
- Bánh 1:
lm12 = (1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).40 = (48…60)
Lấy lm12 = 50 (mm)
- Bánh 2:
lm22 = (1,2…1,5).d2 =(1,2…1,5).55= (66…82,5)
Lấy lm22 = 70 (mm)
- Bánh 3:
lm23 =(1,2…1,5).d2 =(1,2…1,5).55 = (66…82,5)
Lấy lm23 = 75 (mm)
- Bánh 4:
lm32 = (1,2…1,5).d3 =(1,2…1,5).70=(90…112,5)
Lấy lm32=100(mm)
Chiều dài mayơ khớp nối:
- Nối trục đàn hồi:

lm33 = lmKN = (1,4…2,5).d3 = (105…187,5)
Lấy lm33= 120(mm)
Chiều dài mayơ bánh đai:
lm11 = B = 120 (mm)
Khoảng côngxôn trên trục:
Ta chọn:
k1 = 10; k2 = 12; k3 = 16; hn = 18
lc12 = 0,5.(lm12 + b0) + k3 + hn
= 0,5.(50 + 23) + 16 + 18 = 95,5 (mm)
lc33 = 0,5.(lm33 + b0) + k3 + hn
= 0,5.(120 + 37) + 16 + 18 = 112,5 (mm)
Khoảng cách từ gối đỡ 0 tới các chi tiết quay:
l22 = 0,5.(lm22 + b0) + k1+k2
= 0,5.(70 + 29) + 10 + 12 = 71,5 (mm)
l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) + k1
= 71,5 + 0,5.(70 + 75) + 10 = 154 (mm)

SVTH: Trần Công Đua

Trang 24


Đô án thiết kế máy

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

l21 = lm22 + lm23+3k1+2k2 + b0
= 70 + 75 + 3.10 + 2.12 + 23 = 222 (mm)
5.2.3. Xác định tải trọng tác dụng lên trục

Ft

Fa4
F t3

F t4

Fr3

Fr4

Fa 2
Fa3
Fr 2

Fr 1
F t1

F t2
Fa1

I

III

II

Hình 5.1. Sơ đồ bố trí tải trọng tác dụng lên trục
Trục I :
2T

2.252014
Ft1 = 1 =
= 5340 (N)
d w1
94,4
tanα tw
tan (20,375)
Fr1 = Ft1.
= 5340.
= 2024 (N)
cos β
0,98
Fa1 = Ft1.tanβ = 5340.tan(11,478) = 1084 (N)

d
94,4
M a1 = Fa1 . w1 =1084.
= 51164 (Nmm)
2
2

Trục II :
Ft2 = Ft1 = 5340 (N)
Fr2 = Fr1 = 2024 (N)
Fa2 = Fa1 =1084 (N)
SVTH: Trần Công Đua

Trang 25