kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm

đồ án chi tiết máy

Mục lục
Phần 1: Tính ToáN Hệ DẫN ĐộNG.........................................................................4
I . Chọn động cơ...................................................................................................4
1 .Xác định công suất cần thiết của động cơ................................................4
2 .Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. ........................................................5
3 . Chọn động cơ .............................................................................................5
II. Phân phối tỷ số truyền . .................................................................................6
III. Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục ..............................6
Phần 2 :TíNH TOáN THIếT Kế các CHI TIếT MáY...............................................8
I . Tính toán các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc ...........................................8
1.Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh .......................................8
1.1.Chọn vật liệu.....................................................................................8
1.2. Xác định ứng suất tiếp xúc [H] và ứng suất uấn [f] cho phép.. . .8
a. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau .....8
b. ứng suất uốn cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau . ...............9
c - ứng suất quá tải cho phép .................................................................10
1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục . .....................................................10
1.4. Xác định các thông số ăn khớp . ........................................................11
1.5. Tính kiểm nghiệm răng......................................................................11
a. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.............................................11
b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn......................................................12
c. Kiểm nghiệm răng về quá tải..............................................................13
2. Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm .......................................14
2.1.Chọn vật liệu.....................................................................................14
2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc [H] và ứng suất uốn [f] cho phép.......14
a. ứng suất tiếp xúc cho phép ............................................................14
b. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau .........15
c - ứng suất quá tải cho phép .................................................................16
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục .......................................................16

Trờng đại học bách khoa hà nội.

-1-


đồ án chi tiết máy
2.4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là. ................17
2.5. Tính kiểm nghiệm răng ......................................................................17
a. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.....................................................17
b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn......................................................18
c - Kiểm nghiệm răng về quá tải. .........................................................19
2.6 - Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc ...................................20
III Tính toán bộ truyền xích .........................................................................21
1.Thiết kế bộ truyền xích ............................................................................21
b .Xác định các thông số của xích và bộ truyền ngoài.........................21
Tuy nhiên với bớc xích này, bộ truyền sẽ có đờng kính quá lớn, để giảm bớc
xích ta sẽ dùng xích nhiều dãy, cụ thể ở đây sẽ dùng 3 dãy xích, khi đó bớc xích đợc chọn từ điều kiện;................................................................................................22
Pt= P1k kz kn/ kd [P0] ........................................................22
= 21,08 / 2,5 = 8,4 kW........................................................22
từ đó ta chọn đợc bớc xích p = 25,4 mm thoả mãn điều kiện mòn Pt <[P0]=11
kW, đồng thời thoả mãn p < pmax..........................................................................22
c . Khoảng cách trục và số mắt xích ......................................................22
d . Xác định các thông số của đĩa xích ..................................................22
2 . Kiểm nghiệm xích ....................................................................................23
a. Kiểm nghiệm xích về độ bền ...........................................................23
b. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích........................................24
3. Xác định lực tác dụng lên trục ..................................................................25
III. tính toán thiết kế trục . .................................................................................25
1 Xác định sơ bộ đờng kính trục ..............................................................26

2 - Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục.....29
3. xác định đờng kính và chiều dài các trục...................................................30
a - Đối với trục vào (Trục I).......................................................................30
b) Đối với trục trung gian (Trục II):.......................................................33
c) Đối với trục ra (Trục III):...................................................................38

Trờng đại học bách khoa hà nội.

-2-


đồ án chi tiết máy
V. Tính toán chọn ổ lăn .....................................................................................40
1.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc .................................................40
a.Chọn loại ổ lăn ....................................................................................40
b. Chọn sơ bộ kích thớc của ổ ...............................................................40
c. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc .............................41
2. Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc.......................................42
a.Chọn loại ổ lăn phù hợp cho trục truyền ..........................................42
b. Chọn sơ bộ kích thớc của ổ ............................................................42
c. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc..............................43
3. Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc ...................................................44
b. Chọn sơ bộ kích thớc của ổ ..............................................................44
c. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc .............................44
VI. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và ăn khớp.............................................46
1.Tính kết cấu của vỏ hộp .............................................................................46
2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc ......................................................................48
3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc ..........................................................................48
4 . Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp .....................................48
5.Điều chỉnh sự ăn khớp ................................................................................48

VII. tính kết cấu các chi tiết..............................................................................48
1. Kết cấu trục ..........................................................................................48
2. Kết cấu bánh răng .....................................................................................50
3. Các chi tiết khác.........................................................................................50
VIII. Bảng thống kê các kiểu lắp Ghép đã sử dụng .........................................52
tài liệu tham khảo .................................................................................................54

Trờng đại học bách khoa hà nội.

-3-


đồ án chi tiết máy

Phần 1: Tính ToáN Hệ DẫN ĐộNG
Với phơng án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp
phải những u điểm và nhợc điển nh sau:
* Ưu điểm: - Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ.
- Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng nhờ các bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ.
- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra
mômen xoắn chỉ tơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với
tờng hợp không khai triển.
Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp
giảm tốc khai triển dạng bình thờng.
* Nhợc điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở
cấp khai triển làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng. Do vậy cấu tạo bộ
phận ổ phức tạp hơn, số lợng các chi tiết và khối lợng gia công tăng lên có thể
làm tăng giá thành của động cơ lên.

I . Chọn động cơ.
1 .Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất trên trục động cơ điện đợc xác định bằng công thức:
Ptđ = . Plv / .
Trong đó:
Plv: Công suất trên trục công tác
Pct = 5800.0,55/1000 =4,675 (kW);
: Hiệu suất hệ dẫn động,
Theo sơ đồ đề bài thì : = mổ lăn. kbánh răng. khớp nối.xích..
Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2),
Tra bảng 2.3 (tr 94), ta đợc các hiệu suất: ol= 0,99, br= 0,97, k= 1, d= 0,97
(bộ truyền xích để hở )
Thay số vào ta đợc : = 0,994. O,972. 1.0,97.= 0,876,
: hệ số xét đến chế độ tải trọng
2

=

T t
5
3
i . i = 12 + 0,9 2 = 0,964
8
8
T1 t ck

Trờng đại học bách khoa hà nội.

-4-

đồ án chi tiết máy

Công suất tơng trên trục của động cơ là :
Ptđ = Plv . / =4,675 . 0,964 / 0,876 = 5,14 (kW)
2 .Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
Theo công thức (2.8)

nsbđc = nlv. usb

+ usb: là tỉ số truyền sơ bộ
Theo bảng 2.4- [1], ta sẽ xác định đợc tỉ số chuyền sơ bộ mà cơ cấu cần phải
có để đáp ứng đợc nhu cầu của bộ phận kéo tải.
usb= usbh. usbx ; trong đó:
usbx: là tỉ số truyền bộ truyền xích, chọn usbx= 3
usbh: là tỉ số truyền hộp giảm tốc, chọn usbh= 16
vậy usb= 3.16=48
+ nlv: là tốc độ cần có cuối bộ truyền
nlv = 60000v/z.p = 60000.0,55/11.100 = 30 (v/p)
nsbđc = 30.48 = 1440 ( v ph )

Ta chọn số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là 1400 (vg/ph).
3 . Chọn động cơ .
Việc chọn động cơ làm việc với bộ truyền phải thỏa mãn đồng thời các điều
kiện sau:
Ptđ Pđc ;
nđc nsb
và
Tmm/T TK/Tdn.
Các thông số kỹ thuật yêu cầu đối với động cơ ta đã tính toán đợc nh sau:

Pyc = 4,84 (kW);
nsb = 1400(vg/ph); Tmm/T = 1,4.
Theo bảng phụ lục P1.1 - [1], Ta chọn đợc động cơ có ký hiệu là : K132M4
đáp ứng nhu cầu làm việc của bộ truyền.
Các thông số kĩ thuật của động cơ K132M4 nh sau :
Pđc = 5,5(kW) ;
nđc = 1445(vg/ph); Tmm/T = 2. dđc = 32 mm.

Trờng đại học bách khoa hà nội.

-5-


đồ án chi tiết máy

II. Phân phối tỷ số truyền .
Ta đã biết rằng tỉ số chuyền của toàn bộ cơ cấu Usbđc = Usbh.Usbx
Mặt khác tỷ số truyền chung của toàn bộ cơ cấu đợc xác định nh sau:
Uc =

n dc 1445
=
= 48,16
nlv
30

Chọn Uxich = 3 Uhộp = 48,16/3 = 16,05 ;
Mặt khác đây là hộp giảm tốc cấp 2 nên ta có: U h = U 1 .U 2
Trong đó: - U1 là tỉ số truyền cấp nhanh
- U2: Tỉ số truyền cấp chậm.

Tra bảng 3.1 ta có Unh= 4,91; Uch= 3,26;
Kết luận: Tỉ số chuyền đợc phân phối giữa các cấp nh sau:
Uh = 16,05 ;U1 = 4,91 ; U2 = 3,26 ; Uxích = 3.
III. Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục .
Ta có : Pct = 4,675; nlv= 30 (v/p).
* Ta có công suất trên các trục lần lợt đợc xác định nh sau :
PIII = Pct/x .ol= 4,675/0,97.0,99 = 4,87 (kW).
PII = PIII/br.ol= 4,87/0,97.0,99 = 5,07 (kW).
PI = PII/br.ol= 5.07/0,97.0,99 = 5,28 (kW);
* Số vòng quay trên các trục lần lợt nh sau:
nI = nđc = 1445 (vg/ph);
nII =

nI 1445
=
= 294,3 (vg/ph).s
U1 4,91

nIII =

n II
294,3
=
= 90 (vg/ph)
U II
3,26

* Còn giá trị Mô men đợc xác định nh sau: Ti = 9,55.10 6 .
Tđc = 9,55. 106.

Pi
(N. mm).
n

Pdc
5,5
= 9,55.10 6.
= 36400 (N.mm).
n dc
1445

TI = 9,55. 106.

PI
5,28
= 9,55.10 6.
= 34900 (N. mm).
nI
1445

TII = 9,55. 106.

PII
5,07
= 9,55.10 6.
= 164500 (N. mm).
n II
294,3

TIII = 9,55. 106.

PIII
4,87
= 9,55.10 6.
= 516800 (N. mm).
n III
90

Tlv = 9,55. 106.

Plv
4,675
= 9,55.10 6.
= 1488200 (N. mm).
nlv
30

Trờng đại học bách khoa hà nội.

-6-


®å ¸n chi tiÕt m¸y

Trôc
Trôc

I

II

III

Lµm viÖc

®éng c¬
Uk =1

Th«ng sè
P (kW)

u1 = 4,91
5,28

5,07

1445

294,3

34900

164500

u2 = 3,26

ux= 3
4,87

4,675

5,5
N(vg/ph)

90

30

516800

1488200

1445
T(Nmm)

36400

T ’2 = T/2 =
82250

Trêng ®¹i häc b¸ch khoa hµ néi.

-7-


đồ án chi tiết máy

Phần 2 :TíNH TOáN THIếT Kế các CHI TIếT MáY
I . Tính toán các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc .
Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với

nhau trong điều kiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ. Cho nên dạng hỏng chính
mà bộ truyền thờng gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi
thọ của cơ cấu giảm xuống rất nhiều. Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để
xác định giá trị ứng suất giới hạn [H] cho phép. Để thiết kế và tính toán ra các
thông số hình học của cặp bánh răng vừa đáp ứng đợc yêu cầu về tỉ số truyền lại
để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trong quá trình làm việc trên bề mặt bánh răng
trong quá trình ăn khớp là H không đợc lớn hơn giá trị [H] cho phép.
1.Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh .
1.1.Chọn vật liệu.
Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và bảng 6.1 - [1], ta chọn vật liệu làm cặp bánh
răng nh sau:
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C50 thờng hoá có các thông số kỹ thuật (độ
cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 179 ữ 228;
b1 = 640 MPa ;
ch 1 = 350 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 180.
Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 thờng hoá có các thông số về vật liệu (độ
cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 170 ữ 217 ; b2 = 600 MPa ;
ch2 = 340 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 170 .
1.2. Xác định ứng suất tiếp xúc [ H] và ứng suất uấn [ f] cho phép.
a. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau .

[ H ] = ( H lim

S H ).Z R .Z V .K L .K xH .

Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 nên ta có [ H ] = H lim / S H

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh sau:
H lim = oH lim .K HL .
Theo bảng 6.2 - [1], ta có công thức xác định H lim và SH nh sau: H lim =
2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh
sau:
H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.180 + 70 = 430 (Mpa).
H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.170 + 70 = 410 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
Trờng đại học bách khoa hà nội.

-8-


đồ án chi tiết máy

KHL= 6 N HO N HE
Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4.
N HO1 = 30.HB12, 4 = 30.180 2, 4 = 7,7.10 6

N HO 2 = 30.HB12, 4 = 30.170 2, 4 = 6,7.10 6

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:
N HE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
3

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: N HE 2 = 60.c i . ( Ti / Tmax ) 3 .t i .n i .
Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:
3
5

N HE 2 = 60.1.294,3.10000.13 + (0,9) 3 . = 5,2.10 7 > N HO 2 = 1,4.10 7
8
8

Ta lại có :

N HE1 = N HE 2 .U 1
K HL = 1
N HE 2 > N HO1

Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
o
[ H ]1 = H lim1 .K HL = 430.1 = 391 (MPa).
SH

[ H ] 2 = H lim 2 .K HL
o

SH

1,1

=

410.1
= 373 (MPa).
1,1

Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép
xác định nh sau:

[ H ] = min ( [ H ]1, [ H ] 2 ) = 373 (MPa).
b. ứng suất uốn cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau .

[ F ] = F lim .YR .YS .K xF .
SF

Trong đó:
- YS = 1,08 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc răng.
- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân rằng.
Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 [ F ] = F lim / S F .
Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh sau:
F lim = oF lim .K FL .
Theo bảng 6.2 - [1], ta có công thức xác định F lim và SF nh sau: F lim = 1,8.HB
và SF =1,75.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh
sau:
F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.180 = 324 (Mpa).
F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.170 = 306 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
Trờng đại học bách khoa hà nội.

-9-


đồ án chi tiết máy

KFL= 6 N FO N FE
Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 đợc xác định cho mọi loại thép.
Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:
N FE = 60.c i . ( Ti / Tmax )

mF

.t i .n i .

Với mF = 6.
6
Vậy với bánh răng lớn ta có:
N FE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có.
3
5
N FE 2 = 60.1.294,3.10000.16 + (0,9) 6 . = 4,83.10 7 > N FO 2 = 6.10 6
8
8

Ta có :

N FE1 = N FE 2 .U 1
K FL = 1
N FE 2 > N FO1

Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
o
[ F ]1 = F lim1 .K FL = 424.1 = 185 (MPa).
SF

[ F ] 2

1,75

Fo lim 2 .K FL 306.1
=
=
= 175 (MPa).
SF
1,75

c - ứng suất quá tải cho phép .
+ứng suất tiếp:
[H1]max =2,8 . ch1=2,8.350= 980 MPa
[H2]max =2,8 . ch2=2,8.340=952 MPa
+ ứng suất uốn quá tải cho phép .
[F1]max = 0,8 . ch1= 0,8.350= 280MPa
[F2]max = 0,8 . ch2= 0,8.340= 272MPa
1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục .
Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng bằng thép ăn khớp ngoài nh sau:
a1 49,5 (u1 + 1)

3

T1 .K H

[ H ] 2 .u1 . a

ở đây ta đã có:
- T1 = 34900 (N.mm); u1 = Unh = 4,91; a = 0,4 và [] = 373 (MPa)
-d = 0,5.a.(u+1) = 0,5.0,4.(4,91+1) = 1,25 bảng 6.7 - [1],ta xác định đợc KH
= 1,202 (Sơ đồ 3).

Thay số vào công thức ta sẽ xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục a1:

Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 10 -


đồ án chi tiết máy

a1 49,5.(4,91+1). 3

34900.1,202.1
= 156 (mm)
373 2.4,91.0,4

Vậy ta chọn sơ bộ a1 = 160 (mm).
1.4. Xác định các thông số ăn khớp .
Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a1 = (0,01 ữ 0,02).160 = 1,6 ữ 3,2.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 2,5 mm.
* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lợt là Z1và Z2 ta có :
Z1 =

2.a1
2.160
=
= 21,6 Chọn Z1 = 21 răng.
m.( u + 1) 2,5.( 4,91 + 1)

Z2 = U1 Z1 = 4,91.21 = 103 (răng).

Vậy Zt = Z1 + Z2 = 21 +103= 124 ;
Tỷ số truyền thực : um = 103/21 = 4,9
Tính lại khoảng cách trục : aw1 = m.Zt/2 = 2,5.124/2 = 155 mm theo công thức
6.27 góc ăn khớp :
cos tw = Zt.m.cos /2.aw1 = 124.2,5.cos200/2.155 = 0,9396 . Vậy tw = 20 0
1.5. Tính kiểm nghiệm răng.
a. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Do H =

Z M .Z H Z
d 1

2.T1 .K H .(U m + 1)
;
b1 .U m

Ta đã biết đợc các thông số nh sau:
- T1 = 34900 (N.mm).
- b1 = a . a1 = 0,4.155 = 62 mm ;chọn b =70 mm ;
dw1 = 2. a1/(um + 1) =2.155/(4,9 + 1) = 52,5 mm
- ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép tra bảng 6.5 - [1],
- ZH =

2
2
=
= 1,76
sin 2 tw
sin 40 0

- Z = ( 4 ) / 3 = (4 1,69) / 3 = 0,877
Vì hệ số trùng khớp
1
1
1
1
= 1,88 3,2 +
+
= 1,69 .
21 103
Z1 Z 2

= 1,88 3,2

- Hệ số KH đợc xác định bởi công thức: KH = KH.KHV.

Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 11 -


đồ án chi tiết máy

H .b1 .d 1
6,52.70.52,5

K
=
1

+
= 1+
= 1,26
Hv

2
.
T
.
K
.
K
2
.
34900
.
1
,
202
.
1
1
H
H

Còn
a1


=

.
g
.
v
.
= 0,004.73.3,97. 155 / 4,9 = 6,52
H
H
o

u
.d 1 .n1 3,14.52,5.1445
=
= 3,97 m/s < 6 m/s theo bảng
60000
60000
6.13 - [1],ta có cấp chính xác động học là 8 .
bảng 6.15 - [1], H = 0,004.
bảng 6.16 - [1], go = 73.
KH = KH.KHV = 1,202.1,26 = 1,51
Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh
sau:

Vận tốc bánh dẫn: v =

H =

274.1,76.0,877 2.34900.1,51.(4,9 + 1)
= 343 (Mpa)

52,5
4,9.70

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [H] = [H]. ZRZVKxH.
Với v = 4,6 m/s ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 8 và
chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là R a = 1,25ữ0,63 àm
ZR = 1 với da< 700mm KxH = 1. Vậy [H] = 373.1.1.1 = 373 MPa.
Do H =343 < [H] =373 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn
tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:
F [F].
Do F1 =

2.T1 .K F .YF1
F2 = F1 . YF2 / YF1
b .d 1 .m

KF = KF.KF KFv.
Z 1 = 21 YF 1 = 4,04
Z 2 = 103 YF 2 = 3,6

Do

theo bảng 6.18 - [1],

F .b1 .d 1
17,93.70.52.5

K Fv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.34900.1,222.1 = 1,77

1
F
F

Còn
= .g .v. a1 = 0,011.73.3,97. 155 / 4,9 = 17,93
F
o
F
um


Theo bảng 6.15 - [1],) F = 0,011.
Theo bảng 6.16 - [1],) go = 73.
Theo bảng 6.7 - [1],)) KF = 1,222.
Do đây là bánh răng thẳng lên KF =1.
KF = KF.KF KFv = 1,222.1.1,77 = 2,17 .
Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 12 -


đồ án chi tiết máy

Vậy ta có: F 1 =

2.T1 .K F .YF 1 2.34900.2,17.4,04
=
= 66 (MPa).
b1 .d 1 .m

70.52,5.2,5

F2 = F1 . YF2 / YF1 = 66.3,6/4,04= 59 (MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc khi làm việc xác định nh
sau.
[F1]= [F1].YS .YxF.YR và [F2]= [F2].YS .YxF. YR.
Với m = 2,5 mm YS = 1,08 0,0695.Ln(2,5) = 1,02. Còn YR = 1 và KxF =
1:
[F1] = [F1].1.1,02.1 = 189 MPa.
[F2] = [F2].1.1,02.1 = 179 MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uốn vì :
F 1 = 66( MPa ) < [ F 1 ] = 189( MPa )

F 2 = 59( MPa ) < [ F 1 ] = 179( MPa )
c. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen
xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến
dạng d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và
ứng suất uốn cực đại F1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép
[H]max và [F1]max.
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:
H max = H . K qt

F max = F .K qt

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,5.
Thay số vào công thức (*) ta có:
H max 1 = H . K qt = 343. 1,5 = 420( MPa ) < [ H 1 ] max = 980( MPa ).

F max 1 = F .K qt = 66.1,5 = 99( MPa ) < [ F 1 ] max = 280( MPa ).

F max 2 = F .K qt = 59.1,5 = 89( MPa ) < [ F 2 ] max = 272( MPa ).

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc
rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục:
a = 155 mm.
- Môđun bánh răng:
m = 2,5 mm.
- Chiều rộng bánh răng:
bw1 = 70 mm.
- Số răng bánh răng:
Z1 = 21và Z1 = 103 răng.
- Đờng kính chia :
d1 = m. Z1 = 2,5.21 = 52,5 mm;
d2 = m.Z2 = 2,5.103 = 257,5 mm;
- Đờng kính đỉnh răng:
Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 13 -


đồ án chi tiết máy

da1 = d1 + 2.m = 57,5 mm.
da2= d2 + 2.m = 262,5 mm.
- Đờng kính đáy răng :

df1 = d1 - 2,5m = 46,25 mm.
df2 = d2 - 2,5.m = 251,25 mm
- Đờng kính cơ sở :
db1 = d1. cos = 52,5.cos 20 = 49,33 mm
db2 = d2. cos =257,5.cos 20 = 242 mm
- Đờng kính lăn :
dw1 = 52,5 mm ; dw2 = dw1.um = 52,5.4,9 = 257,25 mm .
- Góc prôfin răng gốc:
= 200.
- Góc ăn khớp :
t = 200 .
2. Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm .
2.1.Chọn vật liệu.
Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và theo bảng 6.1 - [1],) ta chọn vật liệu làm cặp
bánh răng nh sau:
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C50 thờng hoá có các thông số kỹ thuật (độ
cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 179 ữ 228;
b3 = 640 MPa ;
ch 3 = 350 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB3 = 180.
Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 thờng hoá có các thông số về vật liệu (độ
cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 170 ữ 217 ; b4 = 600 MPa ;
ch4 = 340 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB4 = 170 .
2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc [ H] và ứng suất uốn [ f] cho phép.
a. ứng suất tiếp xúc cho phép .

[ H ] = ( H lim

S H ).Z R .Z V .K L .K xH .

Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 nên ta có [ H ] = H lim / S H
Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh sau:
H lim = oH lim .K HL .
Theo theo bảng 6.2 - [1], ta có công thức xác định H lim và SH nh sau: H lim
= 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh
sau:
H lim3 = 2.HB1 + 70 = 2.180 + 70 = 430 (Mpa).
Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 14 -


đồ án chi tiết máy

H lim4 = 2.HB2 + 70 = 2.170 + 70 = 410 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
KHL= 6 N HO N HE
Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4.
N HO 3 = 30.HB32, 4 = 30.180 2, 4 = 7,7.10 6

N HO 4 = 30.HB42, 4 = 30.170 2, 4 = 6,7.10 6

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:
N HE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
3

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: N HE 4 = 60.ci . ( Ti / Tmax ) 3 .t i .ni .
Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:
3
5
N HE 4 = 60.1.90.10000.13 + (0,9) 3 . = 4,8.10 7 > N HO 2 = 6,7.10 6
8
8

Ta lại có :

N HE 3 = N HE 4 .U 1
K HL = 1
N HE 4 > N HO 3

Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
Ho lim 3 .K HL 430.1
[ H ] 3 =
=
= 391 (MPa).
SH

[ H ] 2 = H lim 2 .K HL
o

SH

1,1

=

410.1
= 373 (MPa).
1,1

Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép
xác định nh sau:

[ H ] = 1 ( [ H ] 1 + [ H ] 2 ) =
2

382 (MPa).

b. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau .

[ F ] = F lim .YR .YS .K xF .
SF

Trong đó:
- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt đợc tôi cải thiện.
- YS = 1,08 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc răng.
- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân rằng.
Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 [ F ] = F lim / S F .
Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh sau:
F lim = oF lim .K FL .
Theo bảng 6.2 - [1], ta có công thức xác định F lim và SF nh sau:
F lim = 1,8.HB và SF =1,75.
Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 15 -

đồ án chi tiết máy

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:
F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.180 = 324 (Mpa).
F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.170 = 306 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
KFL= 6 N FO N FE
Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 đợc xác định cho mọi loại thép.
Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:
N FE = 60.c i . ( Ti / Tmax )

mF

.t i .n i .

Với mF = 6.
6
Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có:
N FE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có.
3
5
N FE 4 = 60.1.90.10000.16 + (0,9) 6 . = 1,47.10 7 > N FO 2 = 6.10 6
8
8

Ta có :

N FE 3 = N FE 4 .U 1

K FL = 1
N FE 4 > N FO 4

Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
o
[ F ] 3 = F lim 3 .K FL = 424.1 = 185 (MPa).
SF

[ F ] 4 =

o
F lim 4

1,75

.K FL

SF

=

306.1
= 175 (MPa).
1,75

c - ứng suất quá tải cho phép .
+ứng suất tiếp:
[H3]max =2,8 . ch1=2,8.350= 980 MPa
[H4]max =2,8 . ch2=2,8.340=952 MPa
+ ứng suất uốn quá tải cho phép .

[F3]max = 0,8 . ch3= 0,8.350= 280MPa
[F4]max = 0,8 . ch4= 0,8.340= 272MPa
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục .
Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng bằng thép ăn khớp ngoài nh sau:
a2 43. (u2+ 1)

3

T2 .K H

[ H ] 2 .u1 . a

(mm)

- a = b2/a2 = 0,25 là hệ số chiều rộng bánh răng.
ở đây ta đã có:
- T2 = T2 = 82250 (N.mm). (Vì đây là hộp phân đôi cấp chậm).
Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 16 -


đồ án chi tiết máy

- u2 == 3,26; a = 0,25 và []H = 382 (MPa)
- d = 0,5.a .(u+1) = 0,53.0,25.(3,26 +1) = 0,532. Tra bảng 6.7- [1], ta có
KH = 1,025 (Sơ đồ 5).
a1 43.(3,26+1). 3

82250.1,025
= 163 (mm)
0,25.382 2.3,26

Vậy ta chọn sơ bộ a2 = 185 (mm).
2.4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là.
* Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a1 = (0,01 ữ 0,02).185 = 1,85 ữ 3,7 mm.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 2,5 mm.
* Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lợt là Z3 và Z4:
Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng
của mỗi bánh răng là = 30 ữ 40. Vậy chọn sơ bộ = 350 cos = 0,8191 khi
đó ta có:
2.a 2 . cos 2.185.0,8191
Z3 =
=
= 28,4 . Chọn Z3 = 28 (răng).
m.( u + 1)

2,5.( 3,26 + 1)

Z4 = U2 Z3 = 3,26.28 = 91,28 (răng). Chọn Z4 = 93
Zt = Z3 + Z4 = 28 + 93 = 121.
Tỷ số truyền thực : Z4/Z3 = 93/28 = 3,32
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:
= arccos[(m.Zt)/(2.a2)] = arccos[(2,5.121/(2.185)] = 35,158 0.
2.5. Tính kiểm nghiệm răng .
a. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H [H] = 382 (MPa).
Do H =

Z M .Z H Z
d 2

2.T2 .K H .(U m + 1)
;
b 2 .U m

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KH.KHV. KH.
Ta đã tính đợc các thông số:
- T2 = 82250 (N.mm).
- b2 = 0,25.a2 = 0,25.185 = 46,25 mm .chọn b = 45 mm.
- d2 = 2.a2/(um+1) = 2.185/(3,32+1) = 85,64 (mm).
- ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra bảng 6.5 - [1],
- ZH =

2 cos b
=
sin 2 tw

2. cos 32,035 0
= 1,49 .
sin 2.27,328 0

Với:
Theo công thức 6.35: tgb=cost. tg;
Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 17 -

đồ án chi tiết máy

(t = actg(tg/cos) 27,3280
tgb=cos27,3280.tg35,1580= 0,6257
vậy b= 32,0350
- Z = 1 / = 1 / 1,4 = 0,85 .
Vì = [1,88 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos =[1,88 3,2 (1/28
+1/93)].cos35,1580=1,4
.d 2 .n2 3,14.85,64.294,3
=
= 1,32 m/s < 2,5 m/s tra
Do vận tốc bánh dẫn: v =
60000

60000

Tra bảng 6.13- [1], ta đợc cấp chính xác động học là 9 tra tra bảng 6.14- [1], ta
xác định đợc : KH = 1,13.
H .b .d 1
1,44.45.85,64

K Hv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.82250.1,025.1,13 = 1,03
1
H
H

Còn
= .g .v. a = 0,002.73.1,32. 185 / 3,32 = 1,44
H

o
H
um


Tra bảng 6.15 - [1], H = 0,002.
Tra bảng 6.16- [1], go = 73.
Tra bảng 6.7- [1], KH = 1,025.
KH = KH.KHV. KH =1,025.1,03. 1,13 = 1,2.
Thay số : H =

274.1,49.0,85 2.82250.1,2.(3,32 + 1)
= 306 (Mpa).
85,64
45.3,32

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H]. ZRZVKxH.
Với v =1,34 m/s ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =
10ữ40 àm. Do đó ZR = 0,9 với da< 700mm KxH = 1.
[H] = 382.1.0,9.1 = 344 MPa.
Nhận thấy rằng H = 306 (MPa) < [H] = 344 (MPa) do đó bánh răng nghiêng
ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc.
b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất
uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F]
hay: F [F].
Mà F1 =

2.T1 .K F .K Fv .YF1

b .d 1 .m

còn F2 = F1 . YF2 / YF1

Z td 1 = Z1 /(cos ) 3 = 51 YF 1 = 3,65
Do
Z td 2 = Z 2 /(cos ) 3 = 170 YF 2 = 3,6

Trờng đại học bách khoa hà nội.

Tra bảng 6.18- [1],

- 18 -


đồ án chi tiết máy

.b .d 1
4,3.45.85,64

K
=
1
+
= 1+
= 1,07
Fv

2
.

T
.
K
.
K
2
.
82250
.
1
,
025
.
1
,
37
1
F
F

Còn
a


=

.
g
.
v

.
= 0,006.73.1,32. 185 / 3,32 = 4,3
F
F
o

u

Với v<4 (m/s) tra Tra bảng 6.13- [1], ta có cấp chính xác động học 9.
Tra bảng 6.14- [1], ta đợc KF =1,37.
Tra bảng 6.15- [1], F = 0,006.
Tra bảng 6.16 - [1], go = 73.
Tra bảng 6.7- [1], KF = 1,025.
KF = KF KF KFv = 1,37.1,025.1,07 = 1,92.
- = 1,4 Y = 1/ = 0,714.
- =35,1580 Y = 1 - /140 = 0,75.
Vậy ta có: F 1 =

2.T1 .K F .Y .Y .YF 1
b .d 1 .m

=

2.82250.1,92.0,75.0,714.3,65
= 64 (MPa).
45.85,64.2,5

F2 = F1 . YF2 / YF1 = 64.3,6/3,65 = 63 (MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc đợc xác định nh sau.
[F1]= [F1].YS .YxF.YR và [F2]= [F2].YS .YxF. YR.

Với m = 2,5 mm YS = 1,08 0,0695.Ln(2,5) 1,016. Còn YR = 1 và KxF = 1:
[F1] = [F1].1.1,016.1 = 188 MPa.
[F2] = [F2].1.1,016.1 = 178 MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uấn vì :
F 1 = 64( MPa ) < [ F 1 ] = 188( MPa )

F 2 = 63( MPa ) < [ F 1 ] = 178( MPa )
c - Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép
[H]max và [F1]max.
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:
H max = H . K qt

F max = F .K qt

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,5.
Thay số vào công thức (*) ta có:
H max = H . K qt = 306. 1,5 = 375( MPa ) < [ H 2 ] max = 952( MPa ).

F max 1 = F .K qt = 64.1,5 = 95( MPa ) < [ F 1 ] max = 282( MPa ).

F max 2 = F .K qt = 63.1,5 = 95( MPa ) < [ F 2 ] max = 272( MPa ).
Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 19 -

đồ án chi tiết máy

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc
rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.
2.6 - Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc .
Điều kiện bôi trơn : 1,1 dw4 = Um2. dw3 =3,32.85,64 = 284,33 mm
dw2 = 257,25 mm .Với c = dw4 /dw2 = 1,105
Trong đó :
-dw4 :đờng kính vòng lăn của bánh răng lớn của cấp chậm
-dw2 :đờng kính vòng lăn của bánh răng lớn của cấp nhanh
Do đó thoả mãn điều kiện bôi trơn
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Khoảng cách trục:
a2 = 185 mm.
- Môđun pháp bánh răng:
m =2,5 mm.
- Chiều rộng bánh răng:
b2 = 45 mm.
- Số răng bánh răng:
Z3 = 28 và Z4 = 93.
- Góc nghiêng của răng:
= 35,1580.
- Góc prôfin gốc :
= 20.
- Góc ăn khớp:
t = t = 27,3280.
- Đờng kính chia :
D3 = m.Z3/cos = 2,5.28/cos35,1580 = 85,62mm.
D4 = m.Z4/cos =2,5.93/ cos35,1580 = 284,38 mm.

- Đờng kính đỉnh răng :
da3 = d3 + 2.m = 85,62+ 2.2,5 = 90,62 mm.
da4 = d4+ 2.m = 284,38 + 2.2,5 = 289,38 mm.
- Đờng kính đáy răng :
df3 = d3 2,5. m = 85,62- 2,5.2,5 = 79,37 mm.
df4 = d4 - 2,5.m = 284,38 - 2,5.2,5 = 278,13 mm,
- Đờng kính cơ sở :
db3 = d3. cos = 85,62.cos 20 = 80,46 mm;
db4 = d4. cos = 284,38. cos 20 = 267,23 mm
Đờng kính lăn:
dw3 = 85,64 mm ; dw4 = dw3.um =284,32 mm

Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 20 -


đồ án chi tiết máy

III Tính toán bộ truyền xích .
1.Thiết kế bộ truyền xích .
a.Chọn loại xích : Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta dùng xích ống con
lăn
Px = 4,87 (kw); nx = 90 (v/p); Tx = 516800 (Nmm) ;Ux = 3 .
b .Xác định các thông số của xích và bộ truyền ngoài.
* Chọn số răng đĩa xích :
Tỉ sổ truyền là : ux= 3
Theo bảng 5.4 :
Chọn số răng đĩa bánh nhỏ Z1 = 25
Số răng đĩa bánh lớn Z2 = ux.Z1 = 3. 25 = 75 ;

Chọn Z2 = 75 < Zmax = 120.
* Xác định bớc xích p :(theo chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề) ,a - bớc xích
của xích ống con lăn :
+ áp suất trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều : P0 = Ft/A [P0]
Theo điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích :
Pt = P.k.kz.kn [P].
Trong đó công suất tính toán : Pt = P.k.kz.kn
Pt , P , [P] lần lợt là công suất tính toán ,công suất cần truyền , công suất cho
phép.
Hệ số răng đĩa dẫn kz= 25/Z1= 25/25 = 1
Kn : hệ sốvòngquay, kn = n01/n1 = 200/90 = 2,22
Với n0 chọn theo dãy tiêu chuẩn n01= 200
Hệ số ảnh hởng các thành phần ,
k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc ,
Bằng cách tra bảng (5.6)xác định đợc các hệ số trên :
k0 = 1(vì đờng nối tâm hai đĩa xích tạo với phơng nằm ngang một góc < 60o),
ka = 1(chọn a =40 . p),
kđc = 1 (Vị trí trục điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích),
kd = 1,2 ( làm việc va đập nhẹ),
Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 21 -


đồ án chi tiết máy

kc = 1,25(bộ truyền làm việc 2 ca),
kbt = 1,3 (môi trờng bôi trơn có bụi chất lợng bôi trơn II,bảng 5.7 )
k = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 =1,95
Pt = P.k.kz.kn =4,87.1,95.1.2,22 = 21,08 kW.

Theo bảng 5.5 (trang 81) với n01 = 200 vg/ph. Chọn bộ truyền một dãy có
bớc xích p =38,1 (mm) thoả mãn điều kiện bền mòn :
Pt = 21,08 < [P] = 34,8 kW.
p < [pMax] (Theo bảng 5.8 )
Tuy nhiên với bớc xích này, bộ truyền sẽ có đờng kính quá lớn, để giảm bớc
xích ta sẽ dùng xích nhiều dãy, cụ thể ở đây sẽ dùng 3 dãy xích, khi đó b ớc
xích đợc chọn từ điều kiện;
Pt= P1k kz kn/ kd [P0]
= 21,08 / 2,5 = 8,4 kW
từ đó ta chọn đợc bớc xích p = 25,4 mm thoả mãn điều kiện mòn Pt <[P0]=11
kW, đồng thời thoả mãn p < pmax
c . Khoảng cách trục và số mắt xích .
-

Tính khoảng cách trục a: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 mm;
Tính số mắt xích x
x = 2a/p + (Z1 + Z2)/2 + (Z2 Z1)2.p/(4.2.a )
= 80 + 100/2 + 502.25,4/(4.2.1016 ) = 131.58
chọn số mắt xích chẵn là 132
Tính lại khoảng cách trục a:theo công thức 5.13

{

a = 0,25.p. x 0,5.( Z 1 + Z 2 ) +

[ x 0,5.( Z1 + Z 2 ) ] 2 2[ ( Z 2 Z1 ) ] 2

}

a = 1021 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a đi một lợng là: a =( 0,002 . . 0,004).a = 2,042 . .. 4,084 mm,
lấy a = 3
-

do đó a = 1018 mm
Số lần va đập của xích : theo công thức 5.14
i = Z1.n1x/ (15.x) = 25.90/(15.132) = 1,1< [i] = 30 (tra bảng 5.9).

d . Xác định các thông số của đĩa xích .
Theo công thức 5.17 ta có đờng kính vòng chia của đĩa xích
Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 22 -


đồ án chi tiết máy

d1 = p / sin (/ Z1) ; d2 = p / sin (/ Z2)
d1 = 25,4/ sin (/ 25) = 202,66 (mm) ;
d2 = 25,4 / sin (/ 75) = 606,56 (mm)
Đờng kính vòng đỉnh răng :
da1 = p.[0,5 + cotg(/Z1)] = 25,4.( 0,5 + cotg(/25) = 213,76 (mm) ;
da2 = p.[0,5 + cotg(/Z2)] = 25,4.( 0,5 + cotg(/75) = 618,73 (mm) ;
-Đờng kính vòng đáy răng :
r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.15,08 +0,05 = 7,63 (mm) (tra5.2: d1 = 15.08)
df1 =d1 - 2r = 202,66 - 2. 7,63 = 187,4 (mm) ;
df2 =d2 - 2r = 606,56 - 2. 7,63 = 591,3 (mm) ;
2 . Kiểm nghiệm xích .
a. Kiểm nghiệm xích về độ bền .
Tính hệ số an toàn s :

Theo công thức 5.15 : s = Q/ (kđFt + F0 + Fv ) [S] ;
Tra trong bảng 5.2 (trang 78), ta đợc :
Q = 170,1 kN = 170100 N ;
q = 7,5 kg.
v = Z1.p.n1x/ 60000 = 25.25,4.90/60000 = 0,95 m/s ;
Lực vòng

Ft = 1000 P/ v = 1000.4,87/ 0,95 = 5126,3 N ;

Lực căng do lực li tâm sinh ra : Fv = q.v2 = 7,5.0,952 = 6,77 N ;
Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81 kf q a = 9,81. 6.7,5. 1018 = 449,4 N ;
kf : hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích và vị trí bộ truyền k f = 6(vì
bộ truyền nằm ngang)

Do đó : s = 170100/ (1,2.5126,3 + 449,4 + 6,77 ) = 25,74
Theo bảng 5.10 (trang 86) với p = 25,4, n = 200 vg/ph thì [s] = 8,2 .
Ta có s > [ s ] : bộ truyền xích đã thiết kế đảm bảo đủ bền .

Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 23 -


đồ án chi tiết máy

b. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích.
* Chọn vật liệu làm đĩa xích :
Tra bảng 5.11 : Đĩa bị động có : số răng lớn Z2 = 75 > 30 và vận tốc xích
v = 0,95 m/s < 5m/s :

Chọn vật liệu : thép 45 sử dụng phơng pháp tôi cải thiện có độ rắn bề mặt và ứng
suất tiếp xúc cho phép :
HB 170 . . 210 ;[H] = 500 . . 600 MPa; chọn [H] = 600 MPa
Đĩa chủ động : chọn cùng vật liệu với đĩa chủ động
* Điều kiện để đĩa xích thoả mãn về độ bền tiếp xúc là:
H [ H ]

H = 0,47 k r ( Ft .K + Fvd ).

E
A.k d

Fvđ - lực va đập trên m dãy xích, Fvđ = 13.10-7n1p3m ;
+Tính cho đĩa dẫn 1 : ta có Z1 = 25 kr = 0,42.
Vật liệu chọn là thép nên E = 2,1.105 MPa;
A =450 mm (tra bảng 5.12 trang 87) ; kd = 2,5 do xích là xích 3 dãy;
Fvđ = 13.10-7.90.(25,4)3.3 = 5,75 N ;
Thay số: H1=326,55 MPa
H1< [H] = 600 MPa

Do đó đảm bảo đợc độ bền tiếp xúc cho

răng đĩa dẫn

Tơng tự với Z2 = 75 kr = 0,22 ; vật liệu có E = 2,1.105 , thay số:
H2= 236,24 MPa < [ H ] = 600 MPa
Với vật liệu trên thì đĩa xích thoả mãn về độ bền.

Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 24 -


đồ án chi tiết máy

3. Xác định lực tác dụng lên trục .
Fr = kx.Ft ; Vì bộ truyền nằm ngang kx = 1,15.
Fr = 1,15.5126,3 = 5895,25 N
III. tính toán thiết kế trục .
Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung
ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép
hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim
hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay
không.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 cải thiện ,tôi cób= 800 MPa.
ứng suất xoắn cho phép [] = 12..30 Mpa
Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm (Hình 1).

Trờng đại học bách khoa hà nội.

- 25 -