thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm và bộ truyền đai dẹt

Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể
thiếu trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s
nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học
giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các
môm học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo
phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với
công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án
tốt nghiệp sau này.
Nhiệm vụ đợc giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp
giảm tốc phân đôi cấp chậm và bộ truyền đai dẹt. Hệ đợc dẫn
động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và
khớp nối sẽ truyền chuyển động tới băng tải.
nội dung của đồ án đợc chia làm 3 phần.
Phần I: Tính toán hệ thống dẫn động:
2.
I. Chọn động cơ.
2
II. Phân bố tỉ số truyền.
3.
III. Xác định công suất, tốc độ quay và mômen trên các
trục.
3.
Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền.
4.
I. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài bằng đai dẹt.
4.
II. Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc.
8.

- II.A. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng.
8.
- II.B. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng.
14.
III. Tính toán thiết kế trục truyền cho hộp gỉam tốc.
20.

Trang 1


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

IV. Tính toán chọn kiểu then lắp trên trục.
26.
V. Tính toán ổ lăn cho hộp giảm tộc.
27.
VI. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc chọn điều kiện bôi trơn và
ăn khớp. 32.
VII. Tính kết cấu các chi tiết.
34.
VIII. Bảng thống kê các kiểu lắp lắp ghép.
36.
Phần III: Các bản vẽ gồm có.
I. Bản vẽ lắp Ao.
II. Bản vẽ chế tạo A3.
Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp
giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu
sau:
- tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn
trọng hiệp.

- tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn
động cơ khí của PGS.TS-Trịnh chất và TS-lê văn
uyển.
- Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn.
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng
hợp còn có những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng
tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song
bài làm của em không thể tránh đợc những sai sót. Em rất mong
đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để
em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã
học hỏi đợc.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn,
đặc biệt là thầy Lê Đắc Phong đã trợc tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho
em hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao .
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! !

Trang 2


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

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.
0.0.1 I. Chọn động cơ
a.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..
m : 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 : = 0,994. O,972. 1.0,97.= 0,876,
: hệ số xét đến chế độ tải trọng

Trang 3


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44
2

=

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

Công suất tơng trên trục của động cơ là :
Ptđ = Plv . / =4,675 . 0,964 / 0,876 = 5,14 (kW)
b.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 (Trang 21-Tập 1:Tính toán hệ dẫn động cơ khí)
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
usbx: là tỉ số truyền bộ truyền xích, chọn usbx= 3
usbh: là tỉ số truyền hộp giảm tốc, chọn usbh= 16
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).
c. 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 ( Trang 234 - Tập 1: Tính toán thiết kế
hệ dẫn động cơ khí) 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.
Trang 4


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

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 = 3,12
Kết luận:
Tỉ số chuyền đợc phân phối giữa các cấp nh sau:
Uh = 16,05 ; U1 = 4,91 ; U2 = 3,12; 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);
n

nII = UI

1

nIII =

=

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

n II
294,3
=
= 90
U II
3,26

(vg/ph)

* Còn giá trị Mô men đợc xác định nh sau:

Ti = 9,55.10 6 .

Pi
n

(N.

mm).
Tđc = 9,55. 106.

Pdc

5,5
= 9,55.10 6.
= 36400
n dc
1445

(N.mm).
Trang 5


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

TI = 9,55. 106.

PI
5,28
= 9,55.10 6.
= 34900
nI
1445

TII = 9,55. 106.

PII
5,07
= 9,55.10 6.
= 164500
n II
294,3

(N. mm).

TIII = 9,55. 106.

PIII
4,87
= 9,55.10 6.
= 516800
n III
90

(N. mm).

Tlv = 9,55. 106.

Plv
4,675
= 9,55.10 6.
= 1488200
nlv
30

Trục
Trục

I

(N. mm).

II

III

Làm việc

động cơ
Uk =1

Thông số
P (kW)

(N. mm).

u1 = 4,91

5,5

5,28

5,07

N(vg/ph)

1445

1445

294,3

T(Nmm)

36400

34900

164500

u2 = 3,26

ux= 3
4,87

90
516800

4,675
30
1488200

T 2 = T/2 =
82250


Phần 2 : TíNH TOáN THIếT Kế các CHI TIếT MáY

II. TíNH toán các 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
Trang 6


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

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.
a.Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh:
1.Chọn vật liệu.
Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính
toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) 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 .
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 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông
dẫn động cơ khí) 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).
Trang 7


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

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 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:
3
N HE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:
3
N HE 2 = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .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:

[ H ] 1

Ho lim1 .K HL 430.1
=
=
= 391
SH
1,1

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

SH

=

(MPa).

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 tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức
nh sau:

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

Trong đó:
- [Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ
chịu tải NEF.
- 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.

Trang 8


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám mặt lợn
chân rằng.
- KxF là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh
răng.
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 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ
khí) 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:
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:
m
N FE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
Với mF = 6.
Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có:

6
N FE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có.
F

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:

[ F ]1 = F lim1 .K FL

=

424.1
= 185
1,75

[ F ] 2 = F lim 2 .K FL

=

306.1
= 175 (MPa).
1,75

o

SF

o

SF

(MPa).

Trang 9


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

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

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:
T1 .K H

a1 49,5 (u1 + 1) 3 [ ] 2 .u .
H
1
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 Tra Bảng 6.7
(Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) 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:
a1 49,5.(4,91+1). 3

34900.1,202.1
= 156
373 2.4,91.0,4

(mm)

Vậy ta chọn sơ bộ a1 = 160 (mm).
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
m.( u + 1) 2,5.( 4,91 + 1)

Chọn Z1 = 21 răng.

Z2 = U1 Z1 = 4,91.21 = 103 (răng).
Vậy Zt = Z1 + Z2 = 21 +103= 124 ;
Trang 10


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

Tỷ số truyền thực : um = 103/21 = 4,9
tính lại khoảng cách trục : aw = 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
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Do H =

Z M .Z H Z
d 1

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

b .U m

;

Ta đã biết đợc các thông số nh sau:
- T1 = 34900 (N.mm).
- b = a . a = 0,4.155 = 62 mm ;chọn b =70 mm ;
dw1 = 2. a/(um + 1) =2.155/(4,9 + 1) = 52,5 mm
- ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang
96-Tập 1: Tính toán ...).
- 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
= 1,88 3,2

1
1
+
Z1 Z 2


1

1
= 1,88 3,2 +
= 1,69 .
21 103


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

H .b .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


a


=

.
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
tốc bánh dẫn: v = 60000
60000

m/s < 6 m/s

theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta
có cấp chính xác động học là 8 .
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) H = 0,004.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) go = 73.
KH = KH.KHV = 1,202.1,26 = 1,51

Trang 11


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền
mặt răng nh sau:
H =

274.1,76.0,877 2.34900.1,51.(4,9 + 1)
= 343
52,5
4,9.70

(Mpa)

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 Ra = 1,25ữ0,63 àm ZR = 1 với da< 700mm KxH = 1.
Vậy [H] = 373.1.1.1 = 373 MPa.
Do H = 298 < [H] =335 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền
tiếp xúc.
6. 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
b .d 1 .m

F2 = F1 . YF2 / YF1

KF = KF.KF KFv.
Do

Z 1 = 22 YF 1 = 4,00

Z 2 = 130 YF 2 = 3,6

Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1:

Tính toán ...).
Còn

F .b .d 1
20,94.76.60,8

K Fv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.34900.1,222.1 = 2,13
1
F
F


a

F = F .g o .v. u = 0,011.73.4,6. 190 / 5,91 = 20,94

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) F = 0,011.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) KF = 1,222.
Do đây là bánh răng thẳng lên KF =1.
KF = KF.KF KFv = 1,222.1.2,13 = 2,6 .

Trang 12


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

Vậy ta có:

F1 =

2.T1 .K F .YF 1 2.34900.2,6.4,00
=
= 63 (MPa).
b .d 1 .m
76.60,8.2,5

F2 = F1 . YF2 / YF1 = 63.3,6/4= 57 (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 = 63( MPa ) < [ F 1 ] = 189( MPa )

F 2 = 57( MPa ) < [ F 1 ] = 179( MPa )
7. 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 = 298. 1,5 = 365( MPa ) < [ H 1 ] max = 980( MPa ).

F max 1 = F .K qt = 63.1,5 = 95( MPa ) < [ F 1 ] max = 280( MPa ).

F max 2 = F .K qt = 57.1,5 = 86( 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 = 190 mm.
Trang 13


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

- Môđun bánh răng:
m = 2,5 mm.
- Chiều rộng bánh răng:
b1 = 76 mm.
- Số răng bánh răng:

Z1 = 22 và Z1 = 130 răng.
- Đờng kính chia :
d1 = m. Z1 = 2,5.22 = 55 mm;
d2 = m.Z2 = 2,5.130 = 325 mm;
- Đờng kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 60 mm.
da2= d2 + 2.m = 330 mm.
- Đờng kính đáy răng :
df1 = d1 - 2,5m = 48,75 mm.
df2 = d2 - 2,5.m = 318,75 mm
- Đờng kính cơ sở :
db1 = d1. cos = 55.cos 20 = 51,68 mm
db2 = d2. cos = 325.cos 20 = 305,4 mm
- Đờng kính lăn :
dw1 = 60,8 mm ; dw2 = dw1.um = 60,8.5,91 = 359,3 mm .
- Góc prôfin răng gốc:
= 200.
- Góc ăn khớp :
t = 200 .
B. Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp
chậm:
1.Chọn vật liệu.
Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính
toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) 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 .

Trang 14


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

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 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông
dẫn động cơ khí) 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:

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:
3
N HE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:
3
N HE 2 = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
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 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:

Trang 15


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

[ H ]1 = H lim1 .K HL

=

430.1
= 391
1,1

[ H ] 2 = H lim 2 .K HL

=

410.1
= 373 (MPa).
1,1

o

SH

o

SH

(MPa).

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 ) = 382 (MPa).
2
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:
- [Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ
chịu tải NEF.
- 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.
- KxF là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh
răng.
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 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ
khí) 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:
KFL= 6 N FO N FE
Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 đợc xác định cho mọi loại thép.
Trang 16


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh
sau:
m
N FE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
Với mF = 6.
Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có:
6
N FE = 60.c i . ( Ti / Tmax ) .t i .n i .
Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có.
F

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:

[ F ]1 = F lim1 .K FL
o

SF

[ F ] 2

=

424.1
= 185
1,75

(MPa).

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 .
[F3]max = 0,8 . ch3= 0,8.350= 280MPa
[F4]max = 0,8 . ch4= 0,8.340= 272MPa

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:
T2 .K H

a2 43. (u2+ 1) [ ] 2 .u . (mm)
H
1
a
3

- a = b/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).
- u1 = Unh = 3,26; a = 0,25 và []H = 382 (MPa)
Trang 17


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

- d = 0,5.a .(u+1) = 0,5.0,25.(3,26 +1) = 0,532. Tra Bảng 6.7

(Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có KH
= 1,025 (Sơ đồ 5).
a1 43.(3,26+1). 3

82250.1,025
= 163
0,25.382 2.3,26

(mm)

Vậy ta chọn a1 = 210 (mm) 165
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).165 = 1,65 ữ 3,3 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 Z1 và Z2:
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:
Z1 =

2.a1 . cos 2.165.0,8191
=
= 25,44 .
m.( u + 1)
2,5.( 3,26 + 1)

Chọn Z1 = 26 (răng).

Z2 = U1 Z1 = 3,26.25 = 84,76 (răng). Chọn Z2 = 85
Zt = Z1 + Z2 = 26 + 85 = 111.
Tỷ số truyền thực : Z2/Z1 = 85/26 = 3,27
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:
= arccos[(m.Zt)/(2.a)] = arccos[(2,5.115/(2.210)] =
34,770.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H [H] = 490,9 (MPa).
Do H =

Z M .Z H Z
d 1

2.T1 .K H .(U nh + 1)
b .U nh

;

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH=
KH.KHV. KH.
- b : Chiều rộng vành răng.
- d1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động.
Ta đã tính đợc các thông số:
Trang 18


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

- T1 = 217433 (N.mm).
- b = 0,3.a = 0,3.210 = 62 mm .
- d1 = 2.a/(u+1) = 2.210/(4+1) = 84(mm). Và u = Uch = 4.
- ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96Tập 1).
- ZH =

2 cos
=
sin 2 tw

2. cos 34,77 0
=
sin 47,795

2.0,8214
= 1,489 .(t
0,7407

=

actg(tg/cos) 23,89730
- Z = 1 / = 1 / 1,43 = 0,845 .
Vì = [1,88 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos =[1,88 3,2 (1/23
+1/92 )].cos340 =1,4
Do vận tốc bánh dẫn: v =

.d 1 .n 1 3,14.84.112
=
= 0,4923

60000
60000

m/s < 4 m/s

tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) ta đợc cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107Tập 1:Tính toán...) ta xác định đợc : KH = 1,13.
Còn

.b .d 1
0,52.62.84

K
=
1
+
= 1+
= 1,005
Hv

2
.
T
.
K
.
K
2
.
217433

.
1
,
1075
.
1
,
13

1
H
H

a


=

.
g
.
v
.
= 0,002.73.0,4923. 210 : 4 = 0,52
H
H
o

u

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) H = 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) KH = 1,1075.
KH = KH.KHV. KH =1,1075.1,005. 1,13 = 1,26.
Thay số : H =

274.1,489.0,845 2.217433.1,26.(4 + 1)
= 431,36
84
62.4

(Mpa).

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H].
ZRZVKxH.
Với v =0,387 m/s ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác
động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia
công đạt độ nhám là Ra = 10ữ40 àm. Do đó ZR = 0,9 với da<
700mm KxH = 1.
Trang 19


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

[H] = 490,9.1.0,9.1 = 441,81 MPa.
Nhận thấy rằng H = 431,36 (MPa) < [H] = 441,81 (MPa) do
đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền

do tiếp xúc.
6. 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

Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- KF : Hệ số tập trung tải trọng.
- KFv : Hệ số tải trọng động
- YF : Hệ số dạng răng.
- b : Chiều rộng vành răng.
- d1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Do

Z td1 = Z 1 /(cos ) 3 = 41 YF1 = 3,7

Z td 2 = Z 2 /(cos ) 3 = 166 YF 2 = 3,6

Bảng 6.18(Trang 109-

Tập1: Tính toán...).

.b .d 1
1,28.62.84

K Fv = 1 + 2.T .K .K = 1 + 2.217433.1,2225.1,37 = 1,009

1
F
F
Còn
a

F = F .g o .v. u = 0,006.73.0,404. 210 : 4 = 1,28
.d 1 .n 1 3,14.84.112
=
= 0,492 (m/s)
Vận tốc bánh dẫn : v = 60000
60000

< 4 (m/s)

tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) ta có cấp chính xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107Tập 1: Tính toán thiết kế...) ta đợc KF =1,37.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) F = 0,006.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ...) KF =
1,2225.
KF = KF KF KFv = 1,37.1,2225.1,009 = 1,69.
Trang 20

Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

- = 1,4 Y = 1/ = 0,714.
- =34,770 Y = 1 - /140 = 0,752.
Vậy ta có:

F1 =

2.T1 .K F .Y .Y .YF1
b .d 1 .m

=

2.217433.1,69.0,714.0,752.3,7
= 93,45
62.84.3

(MPa).
F2 = F1 . YF2 / YF1 = 93,45.3,6/3,7 = 90,92 (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 = 3 mm YS = 1,08 0,0695.Ln(3) 1. Còn YR = 1
và KxF = 1:
[F1] = [F1].1.1.1 = 257,14 MPa.
[F2] = [F2].1.1.1 = 226,29 MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền
uấn vì :

F1 = 93,45( MPa ) < [ F1 ] = 257,14( MPa )

F 2 = 90,92( MPa ) < [ F1 ] = 226,29( MPa )
7. 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.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max đợc xác
định nh sau:
[ H ] max = 2,8. ch

[ F ] max = 0,8. ch

.

Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗ bánh đợc
xác định nh sau:
[ H1 ] max = 2,8. ch1 = 2,8.580 = 1624( MPa ).

[ F1 ] max = 0,8. ch 1 = 0,8.580 = 464( MPa ).
[ H 2 ] max = 2,8. ch 2 = 2,8.450 = 1260( MPa ).

[ F 2 ] max = 0,8. ch 2 = 0,8.450 = 360( MPa ).
* 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

(*)

Trang 21


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4.
Thay số vào công thức (*) ta có:
H max = H . K qt = 431,36. 1,4 = 510,39( MPa ) < [ H 2 ] max = 1260( MPa ).

F max 1 = F .K qt = 93,45.1,4 = 130,83( MPa ) < [ F1 ] max = 464( MPa ).

F max 2 = F .K qt = 90,82.1,4 = 127,29( MPa ) < [ F 2 ] max = 360( 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 chậm :
- Khoảng cách trục:
a = 210 mm.
- Môđun pháp bánh răng:
m =3 mm.
- Chiều rộng bánh răng:
b = 62 mm.
- Số răng bánh răng:
Z1 = 23 và Z2 = 92.
- Góc nghiêng của răng:
= 34,770.
- Góc prôfin gốc :
= 20.
- Góc ăn khớp:
t = t = arctg(tg/cos) =
0

23,8973 .
- Đờng kính chia :
d1 = m.Z1/cos = 3.23/0,8214 =
83,998 mm.
d2 = m.Z2/cos
=3.92/0,8214 = 335,992 mm.
- Đờng kính đỉnh răng :
da1 = d1 + 2.m = 83,998 + 2.3 =
89, 992 mm.
da2 = d2 + 2.m = 335,992 + 2.3 =
341,992 mm.
- Đờng kính đáy răng :
df1 = d1 2,5. m = 83,998 2,5.3 = 76,492 mm.
df2 = d2 - 2,5.m = 335,992 - 2,5.3
= 328,482 mm,
- Đờng kính cơ sở :
db1 = d1. cos = 83,998.cos 20
= 78,932 mm;
db2 = d2. cos = 335,992. cos

20 = 315,729 mm
III. tính toán thiết kế trục .
Trang 22


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

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.
Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải
trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thờng
hoá có cơ tính nh sau
b= 600 Mpa; ch= 340 Mpa;
Với độ cứng là 200 HB.
ứng suất xoắn cho phép [] = 12 ữ 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí
đặt lực ta đang xét.
Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm
(Hình 1).
1. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thờng trục đợc chế tạo có
hình dạng trụ tròn nhiều bậc (gồm nhiều đoạn có đờng kính khác
nhau) có nh vậy mới phù hợp với sự phân bố áp suất trong trục,tạo
điều kiện cho việc lắp giáp và sửa chữa đợc thuận lợi hơn. Tại các
tiến diện thay đổi đờng kính có mối quan hệ với nhau qua biểu
thức sau:
di 1 = di d (mm).
Trong đó:
- Dấu (+) ứng với trờng hợp từ tiết nhỏ lên tiết
diện lớn hơn.
- Dấu (-) ứng với trờng hợp từ tiết lớn xuống tiết diện
nhỏ hơn.
- d = 5ữ10 mm. Đối với vai trục thì d =10 còn
không thì d =5.
Do mômen T có ảnh hởng rất lớn đến khả năng làm việc của
trục. Vì trục cũng là bộ trực tiếp tham gia vào qúa trình truyền
mômen giữa các trục. Cho nên giữa đờng kính trục với mômen T
trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức.

d3

T
0,2.[ ]

(mm).

Trong đó:
- T là mômen xoắn tác dụng lên trục.
- []= 12 ữ30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép.
Trang 23


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hởng của
ứng suất uốn cho nên để bù lại ảnh hởng của ứng suất uốn tới tuổi
bền của trục ta phải hạ thấp [] xuống
* Đờng kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc:
d n1 3

T
90384
=3
= 24,7 ữ 33,52
0,2.[ ]
0,2.(12 ữ 30)

mm.

Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính ngõng trục vào là dn = 30 mm
* Đờng kính trục trung gian của hộp giảm tốc:
Đờng kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động đợc xác
định sơ bộ nh sau:
d = (0,3 ữ 0,35).a1 =(0,3 ữ 0,35).190 = 57 ữ 66 mm
Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính trục lắp bánh răng thẳng bị động
là d = 55 mm.
* Đờng kính trục ra của hộp giảm tốc:
d n1 3

T
832214
=3
= 51,76 ữ 70,25
0,2.[ ]
0,2.(12 ữ 30)

Vậy ta chọn đơng kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là d
= 70 mm
Căn cứ vào đờng kính của ngõng trục cần lắp ổ lăn ta tiến hành
tra bảng 10.2 (Trang 189-Tập1 tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ
xác định đợc gần đúng chiều rộng của ổ lăn cần lắp nh sau:
d nI = 30mm b 01 = 19mm

d nII = 45mm b 02 = 25mm
d = 65mm b = 33mm
03
nIII

Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là

phức tạp nhất quyết định kích thớc của các trục khác khi truyền
chuyển động cho nhau, nên ảnh hởng tới kích thớc của hộp giảm
tốc. Do đó khi tính toán kích thớc hình học của các trục thì ta phải
xác định kích thớc của trục trung gian trớc hết căn cứ vào đó để
định các thông số hình học cho các trục khác.
Sơ đồ (sơ bộ) kết cấu của trục trung gian trong hộp giảm tốc:

Trang 24


Chu Quốc Hiếu-Lớp CTM6-K44

75

l m23
b2

10 10

10

62

10

25

50

b0

55

k1

45

k1

62

60

k 2 k1

b3

50

b1

63,5

l 22
l 23

142
220,5

l 24

l 21

284

Ta xác định các khoảng cách từ trục trung gian:
l22 = 0,5(b1 + b0) + k1 + k2.
l23 = l22 + 0,5(l m22 + l m23) + k1.
l24 = l23 + 0,5(l m23 + l m24) + k1.
l21 = l23 + 0,5(b3 + b0) + k1+ k2.
Tính các thành phần trong công thức:
lm23 = (1,2 ữ 1,5) d2 = (1,2 ữ 1,5).50 = 60 ữ 75 mm ; chọn
lm23 = 75 mm.
lm22 = lm24 = (1,2 ữ 1,5)d2 = (1,2 ữ1,5).45 = 54 ữ 67,5 mm ;
chọn lm23 = 62 mm.
l22 = 0,5(25 + 62) + 10 + 10 = 63,5 mm.
l23 = 63,5 + 0,5(62 + 75) + 10 = 142 mm.
l24 = 142 + 0,5.(75 + 62) +10 = 220,5 mm.
l21 = 220,5 + 0,5.(62 + 25)= 284 mm.
Trong đó:
- b0 = 25 là chiều rộng của ổ lăn lắp với trục
trung gian.
- b1,b3 lần lợt là chiều rộng của bánh răng nghiêng.
- lm23 là chiều rộng của mayơ lắp trên bánh răng thẳng.
- k1 là khoảng cách từ chi tiết chuyển động tới thành
trong của hộp hoặc giữa các chi tiết với nhau.
- k2 là khoảng cách từ ổ lăn tới thành trong của hộp.
- k3 là khoảng cách từ chi tiết quay tới nắp ổ hộp.
- hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông.
Tiến hành tra Bảng 10.3 (Trang 189-Tập 1 Tính toán thiết kế hệ
dẫn động cơ khí) ta xác định đợc k1 = 10 và k2 = 10 mm; k3 = 10

và hn = 20 mm.

Trang 25