tính toán và thiết kế hộp giảm tốc

SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

BỘ CÔNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ TÀI: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải
LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt
khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy,
việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong
công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết
kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ
khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó
đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống
truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm
tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ kỹ
thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật...; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết

kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế
giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó,
trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí,
đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy đặc biệt là thầy Đặng Văn Hải đã giúp đỡ em rất
nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất
mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn.

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

NHẬN XÉT – ĐÁNH GIÁ CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
...............................................................................................................................................................
...............................................................................................................................................................
...............................................................................................................................................................
..............................................................................................................................................................
...............................................................................................................................................................
...............................................................................................................................................................
...............................................................................................................................................................
...............................................................................................................................................................
...............................................................................................................................................................
...............................................................................................................................................................
...............................................................................................................................................................
...............................................................................................................................................................
...............................................................................................................................................................

...............................................................................................................................................................

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng
1.
2.
3.
4.
5.

GVHD: Đặng Văn Hải

Động cơ.
Truyền động đai thang.
Ổ lăn.
Bánh răng trụ răng thẳng
Trục.

Hình 1: Sơ
đồ hệ thống dẫn động hộp giảm
tốc

T
T
t

t

Hình 2.Sơ đồ phân bố tải trọng

MỤC LỤC

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN
1.1 Công suất động cơ (kW)
Ta có :
(KW)
Theo công thức 2.8 trang 19 [TL1]
Trong đó:

: Công suất cần thiết trên trục đông cơ (kW).
: Công suất tính toán (kW).
: Hiệu suất truyền động.

Vì tải trọng không đổi nên: Pt=Plv Theo công thức 2.10 trang 20 [TL1]
=>Pt=16,5kw
1.1.1 Xác định công suất cần thiết:
-Hiệu suất bộ truyền: ... Theo công thức 2.9 trang 19 [TL1]
Với là hiệu xuất của bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống dẫn động. Đối với sơ
đồ hệ thống dẫn động như hình vẽ ta có: 1 truyền động đai, 2 cặp ổ lăn , 1 cặp bánh
răng và 2 khớp nối.


Với: (Chọn theo bảng 2.3[1] trang 19)
: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
: Hiệu suất bộ truyền bánh răng.
: Hiệu suất bộ truyền đai thang.
: Hiệu suất khớp nối

Dựa vào sơ đồ hệ dẫn dộng như hình vẽ ta được:

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng
2

GVHD: Đặng Văn Hải

2

0,98.0,96.0,99 .0.99 =0,913
-

Công suất cần thiết:

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ điện
ut= uđ.ubr
Theo công thức 2.15 trang 21 [TL1]
Theo bảng 2.4 trang 21 [TL1], ta chọn sơ bộ:
Tỉ số truyền bộ đai: uđ = 3
Tỉ số truyền bộ bánh rang: Ubr = 4

⇒

ut= uđ.ubr = 3.4 = 12

Theo công thức 2.18 trang 21 [TL1], ta có:
nsb= nlv.ut = 240.12 = 2880 (vòng/phút)
Trong đó:

nsb: Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, (vòng/phút).
nlv: Số vòng quay của trục máy công tác, (vòng/phút).

Dựa vào bảng trang 234 [TL1] chọn động cơ thỏa mãn

Bảng 1.1 Thông số động cơ:

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng
Kiểu động
cơ
K180L2

GVHD: Đặng Văn Hải

Công suất

Số vòng

(kW)
18.5

quay (vg/ph)
2950

Cos
0,90

η%
87,0

2,2

1.2 Phân phối tỉ số truyền:
- Theo công thức 3.23 trang 48 [TL1]:
Ta có công thức tính tỉ số truyền của hệ thống dẫn động:

Với: : Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút).
: Số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút).
- Dựa vào hộp giảm tốc như hình vẽ: uh = u1
- Dựa vào bảng 2.4 trang 21 [TL1] ta chọn: u1 = 3

1.3 Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động cơ khí:
Dựa vào công suất làm việc Plv=18,5(kW), số vòng quay làm việc
nlv=240(vòng/phút) và sơ đồ hệ dẫn động như hình 1 ta có thể tính được trị số công
suất, mômen và số vòng quay trên các trục như sau:

1.3.1

Tính công suất trên các trục:

Công suất trên trục 2 :
Công suất trên trục 1 :

1.3.2 Tính số vòng quay trên các trục:
Số vòng quay trên trục 1: 106

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

Số vòng quay trên trục 2:

1.3.3 Tính mômen xoắn trên các trục:
Mômen xoắn trên trục động cơ:
Mômen xoắn trên trục 1:
Mômen xoắn trên trục 2:

Bảng 1.2 Các thông số trên các trục
Trục
Thông số
Công suất P, kW
Tỉ số truyền u

Động cơ

1

2

18.5

17,00

16,58

uđ = 4,1

u1 = 3

Số vòng quay n, vg/ph

2950

720

240

Momen xoắn T, N.mm

59889

225486

659746

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (ĐAI THANG)
2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai:
Với:
Pđc = 18,5 kW, nđc = 2950 vg/ph, uđ = 4.1
Dựa vào hình 4.1 trang 59 [TL1] ta chọn loại đai thang thường Ƃ.
Dựa vào bảng 4.13 trang 59 [TL1] ta có các thông số của đai như sau:
Bảng 2.1 Các thông số của đai
Loại

Kí

đai

hiệu

Kích thước tiết diện (mm)
bt
B
h
y
0

Đồ Án Chi Tiết Máy

Diện

Đường

Chiều dài

tích

kính

giới hạn l

tiết

bánh đai

(mm)

diện

nhỏ d1

A

(mm)


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải
(mm)

Đai
hình

Ƃ

thang

14

17

10,5

4

138

140÷280

800÷6300

thường
2.2 Xác định các thông số bộ truyền đai:
2.2.1 Xác định đường kính các bánh đai:
- Tính đường kính bánh đai nhỏ d1:
Dựa vào bảng 4.13 trang 59 [TL1] và d1 theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.21 trang
63[TL1], ta chọn d1 = 140 mm

Vận tốc bánh đai nhỏ:

- Tính đường kính bánh đai lớn d2:
Theo công thức 4.2 trang 53 [TL1]
Với u: tỉ số truyền bộ truyền đai
d1: đường kính bánh đai nhỏ
ɛ = 0,01÷0,02: hệ số trượt

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 4.21 trang 63 [TL1] chọn d2 = 560 mm
Tính lại tỉ số truyền u:

Với

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

2.2.2 Tính khoảng cách trục a:
Dựa vảo bảng 4.14 trang 60 [TL1] ta chọn khoảng cách trục a theo tỉ số truyền u và đường
kính bánh đai lớn d2. Với u = 3,15, ta chọn tỉ số a/d2 = 1.
⇒ a = 1.d2 = 1.500 = 560 mm
Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:
0,55.(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2.(d1 + d2)

Theo công thức 4.14 trang 60 [TL1]

⇔ 0,55.(140 + 560) + 10,5 ≤ 560 ≤ 2.(140 +560)

⇔ 395,5 ≤ 560 ≤ 1400

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

2.2.3 Tính chiều dài đai l:
Theo công thức 4.4
trang 55 [TL1]

Theo bảng 4.13 trang 59 [TL1] ta chọn l = 2500 mm
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
Theo công thức 4.15 trang 60 [TL1]
Với

v: vận tốc bánh đai nhỏ
l: chiều dài dây đai (m)
⇒

(thỏa mãn)

Tính lại khoảng cách trục a:
Theo công thức 4.6 trang 54 [TL1]
Trong đó

2.2.4 Xác định góc ôm đai α 1 trên bánh đai nhỏ:
Theo công thức 4.7 trang 54 [TL1] ta có :

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

2.3 Xác định số đai:
Số đai z được tính như sau:
Theo công thức 4.16 trang 60 [TL1]
Trong đó:

P1: công suất trên trục bánh đai chủ động. (P1 = 18.5 kW)
P0: công suất cho phép. Dựa vào bảng 4.19 trang 62 [TL1] chọn
P0 = 5,34 kW
Kđ: hệ số tải trọng động. Dựa vào bảng 4.7 trang 55 [TL1] chọn Kđ = 1,0. Do
làm việc 3 ca nên Kđ = 1,0 + 0,2 = 1,2.
Cα: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm đai α1. Dựa vào bảng 4.15 trang 61
[TL1] với α1=1440 ta chọn Cα = 0,89.
C1: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai. Dựa vào bảng 4.19 trang 62
[TL1] với đai thang thường loại Ƃ ta có l0 = 2240 mm. Với tỉ số
l/l0=2500/2240 = 1,12 dựa vào bảng 4.16 trang 61 [TL1] ta chọn C1 = 1,04.
Cu: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền. Với u=3, dựa vào bảng 4.17
trang 61 [TL1] ta chọn Cu=1,14.
Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các
dây đai. Với tỉ số
trang 61 [TL1] ta chọn Cz=0,95.

] = 18,5/5,34 = 3,46, dựa vào bảng 4.18

⇒
Chọn số đai z=4.
- Tính chiều rộng bánh đaiƂ :
B = (z – 1).t + 2e

Theo công thức 4.17 trang 63 [TL1]

Với t = 19, e = 12,5 ứng với loại đai Ƃ.

⇒ B = (4 - 1).19 + 2.12,5 = 82 (mm)
- Tính đường kính ngoài bánh đai da:
da = d + 2h0

Đồ Án Chi Tiết Máy

Theo công thức 4.18 trang 63 [TL1]


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

Với h0 = 4,2 ứng với loại đai Ƃ.
da1 = d1 + 2h0 = 140 + 2.4,2 = 148,4 mm
da2 = d2 + 2h0 = 560 + 2.4,2 = 568,4 mm
2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
- Lực căng trên 1 đai được tính như sau:
Theo công thức 4.19 trang 63 [TL1]
Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra.

Do bánh đai được điều chỉnh lực căng theo định kì nên:
Fv = qm.v2

Theo công thức 4.20 trang 64 [TL1]

Với qm: khối lượng một mét chiều dài đai. Tra bảng 4.22 trang 64 [TL1] với đai loại Ƃ ta
chọn qm = 0,178 kg/m.
⇒ Fv = 0,178.21,62 = 335 kg.m/s2

- Tính lực tác dụng lên trục:
Fr = 2.F0.z.sin(α1/2)

Theo công thức 4.21 trang 64 [TL1]

⇒ Fr = 2.560.4.sin(1440/2) = 4260,7 (N)

Bảng 2.2.Các thông số của đai

Thông số
Tiết diện đai thang

Kí hiệu, đơn vị
-

Đai thang thường
Ƃ

Đường kính bánh đai nhỏ

d1, mm

140

Vận tốc đai

v, m/s

21,6

Đường kính bánh đai lớn

d2, mm

560

Tỷ số truyền thực tế

ut

4,0

Sai lệch tỉ số truyền

∆u

2,4%

l, mm

2247

Chiều dài đai tính toán

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

Chiều dài đai tiêu chuẩn

l, mm

2500

Số vòng chạy của đai

i,m/s

8,64

Khoảng cách trục chính xác

a, mm

667

α1, 0

1440

Kđ

1,2

Cα

0,89

Cl

1,04

Cu

1,14

Cz

0,95

[P0], kW

5,34

Số đai tính

z

4,1

Số đai chọn

z

4

Chiều rộng bánh đai

B, mm

82

Đường kính ngoài bánh đai 1

da1, mm

148,4

Đường kính ngoài bánh đai 2

da2, mm

568,4

Lực căng ban đầu

F0, N

560

Lực tác dụng lên trục

Fr, N

4260,7

Góc ôm trên bánh đai nhỏ
Các hệ số

Công suất cho phép

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng
GVHD: Đặng Văn Hải
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
THẲNG
3.1. Chọn vật liệu
với các thông số ban đầu = 225486N.mm; = 659746N.mm; =720vg/ph; =240vg/ph; =4;
hộp giảm tốc bánh răng trụ thẳng cấp 1,chọn vật liệu nhóm I, vì nhóm I có độ rắn
HB350, bánh răng được tôi cải thiện, , nên theo bảng (6.1),trang 92, chọn:
Bảng 3.1 các thông số hình học
Loại bánh răng Vật liệu

nhiệt luyện

Bánh răng chủ Thép 40x

động
Bánh răng bị Thép 40x
động

Tôi cải thiện

Giới hạn bền Giới hạn chảy Độ cứng HB
N/
N/
750
500
163...269

Tôi cải thiện

750

500

163...569

3.2. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 trang 94 [TL1]: Với thép 45X, tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt và lõi răng
là HB 180…350;

σ 0 H lim = 2.HB + 70; S H = 1,1;σ 0 F lim = 1,8.HB; S F = 1,75

Độ rắn bánh nhỏ: Chọn HB1=200(HB), Độ rắn bánh lớn: chọn ta có

3.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ H ]

[σ H ] = σ
Theo công thức 6.1a trang 93- [TLI]:

Trong đó:

Đồ Án Chi Tiết Máy

0

H lim

.K HL

SH


SVTH: Vũ Quốc Trưởng
•

GVHD: Đặng Văn Hải

SH: Hệ số an toàn tra bảng 6.2 trang 94 [I],SH=1.1
:ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

•
K HL

•

: Hệ số tuổi thọ
K HL = mH

N HO
N HE

Theo công thức 6.3 trang 93 - [I]:
Với:

mH = 6

: bậc của đường cong mỏi (vì H<350HB)

N HO
:số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở

N HE

:số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Theo công thức 6.6 trang 93 - [TL1]:
NHE=60.c.n.t∑=60.1.15000.720=648.106> NHO nên ta lấy NHE= NHO
Suy ra:KHL=1
Ta có :

Vì

<

Nên chọn

theo 6.13 [TL1]

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

3.2.2. Ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 6.7 trang 93 - [TL1]: NFE=60.c.n.t∑
N HE

:số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NFE2=60.1.15000.720=648.106> NFO=4.106
(đối với tất cả các loại thép) do đó KFL=1
Theo công thức 6.2a trang 93 [TL1] với bộ truyền quay một chiều nên KFC =1 ta được

Trong đó:
=1,75 : là hệ số an toàn, tra bảng 6.2 trang 94 [TL1]
=1 : hệ số xét đến ảnh hưởng khi làm việc
: hệ số tuổi thọ

- ứng xuất quá tải cho phép
với bánh răng tôi cải thiện
với HB<350 theo 6.14 [TL1]

3.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
3.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Tính aw theo ct 6.15a :
3

T1 .K Hβ

[σ H ] 2 .U 1 .ψ ba

aw1 = Ka(U1+1)
Với: T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ;
Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng ;
Hệ số ba = bw/aw;
T1=272.103Nmm
Ka=49,5(răngthẳng) tra bảng 6.5 [TL1]

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

Ψba=0.3 suy ra Ψbd=0,5.Ψba.(u+1)=0,5.0,3.(3+1)=0.8 theo 6.16 [TL1]
KHB :Tra ở sơ đồ 6 (bảng 6.7) ta được KHβ=1,03.
U2= 3; [σH]=545 MPa
Thay số ta định được khoảng cách trục :
aw= 49,5.(3+1).
Chọn aw = 225 (mm)

=207(mm)

3.3.2. Xác định môdun
m=(0,010.02)aw=(0,010.02).225= 2,254,5
Chọn m=3 theo bảng 6.8 [TL1]
3.3.3. Xác định số răng
Ta chọn góc nghiêng răng vì là bánh răng trụ thẳng
z1 =

==30 (răng)

z2 = u z1 = 4.30 = 120 (răng)
zt = z1 + z2 = 30 + 120 = 150(răng)
Tính lại khoảng cách trục : aw = m.zt/ 2 = 3.150/ 2 = 225 mm.
Bánh răng không cần dịch chỉnh ;
Thông số cơ bản của bộ truyền :
- Đường kính chia : d1 = m. z1 = 3.30=90mm,
d2 = m.z2 =3.120=360 mm;
- Đường kính lăn : dw1 = 2.aw/(u + 1) = 2.225/5 = 90 mm;
dw2 = u. dw1 = 4.90 = 360 mm;
- Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 90+3.2=96 mm;
da2 = d2 + 2.m = 360+2.3=366 mm,
- Đường kính chân răng : df1 = d1 – 2,5. m = 90 - 2,5. 3 = 82,5 mm,
df2 = d2 - 2,5.m = 360 - 2,5.3=352,5 mm,
- Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos α = 90. cos 20° = 84,5 mm.
db2 = d2. cos α = 360. cos 20° = 338 mm
Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : αt = αtw = arctan( = arctan( 20°

Bảng 3.2. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ

Thông số

Đồ Án Chi Tiết Máy

Kí hiệu, đơn vị


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

Khoảng cách trục chia

a ,mm

225

Khoảng cách trục

aw, mm

225

Đường kính chia

d ,mm

d1=90 mm,
d2 =360 mm

Đường kính lăn

dw ,mm

dw1 = 90 mm;
dw2 = 360 mm

Đường kính đỉnh răng

da ,mm

da1 = 96 mm;
da2 = 366mm

Đương kính đáy răng

df ,mm

df1 = 82,5mm,
df2 = 352,5 mm

Đường kính cơ sở

db ,mm

db1 = 84,5mm
db2 = 338mm

Góc profin

t

t = αtw = 20°
t = αtw = 20°

Góc ăn khớp
tw
bw

Bề rộng vành răng

b=

ba

. aw =0,3.225=67,5mm

3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
≤

Yêu cầu cần phải đảm bảo σH [σH]
2.T1 .K H .(U m + 1)
bw .U m .d w1

σH = ZM ZH Zε
;
Trong đó: T1=225486Nmm;
bw = 0,3.aw = 0,3.225 = 67,5 mm,
u = 4;
dw1 = 90 mm;

zm = 274 Mpa1/3 (tra bảng 65 trang 96) Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu.
ZH :Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
tgβb = cos αt.tgβ = cos(20,43).tg(12,33) = 0,2
⇒ cosβb = 0,98.
Trong đó βb góc nghiêng trên hình trụ cơ sở

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

2 cos β b
sin 2α tw

ZH =
=
= 1,76. (ct6.34 tr105)
Zε :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
-Hệ số trùng khớp ngang của răng
εα=
-Hệ số trùng khớp dọc của răng
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
thì
Suy ra
π .d w1.n1
=
60000

Vận tốc bánh dẫn : v =
m/s;
dựa vào bảng 6.13 trang 106 [TL1] chọn cấp chính xác bộ chuyền là 9
KH = KHβ.KHVKHα .Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Hệ số tải trọng động KHβ = 1,03 ; (bảng 6.7 trang 98 TL1)
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính
về tiếp xúc
KHα = 1,16 ; ( tra bảng 6.14 trang 107 TL1).
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
ta được : KHV = 1,03.(Tra bảng phụ lục P 2.3 (trang 250) TL1)
Suy ra : KH = 1,03.1,03.1,16 = 1,23

Thay số : σH = 274.1,76.0,735.
≤

2.225486.1,23.5
67,5.4.( 90) 2

= 409 (MPa)

σH [σH]=409 Mpa ứng xuất tiếp xúc tính toán bằng ứng xuất tiếp xúc cho phép nên bộ
chuyền bánh răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
Tính lại chiều rộng vành rang suy từ ct 6.33
Ψba . aw
3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo 6.43 và 6.44 trang 108 [TL1] ta có:
σF 1 =
σF 2 =

Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

Tính các thông số :
Theo bảng 6.7 trang 108 [TL1] ta có
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
KFβ = 1,07 ;
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính
về uốn
KFα = 1,40; bảng 6.7 trang 108 [TL1] sơ đồ 6
Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KFV = 1,14 tra bảng phụ lục P2.3 trang 250.
Hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF = .KFβ.KFα.KFV = 1,4.1,07.1,14 = 1,7
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với εα = 1,74⇒ Yε = 1/εα =
Hệ số kể đến sự nghiêng của răng
β = 0°⇒ Yβ = 1 Số răng tương đương:
zV1 =
zV2 =

Z1
cos 3 β

00
140

1
1,74

= 0,575;

= 1;

= =30 (răng)

Z2
cos 3 β

= =120 (răng)
Tra bảng 6.18 trang 109 thì
YF1 = 3,8, YF2 = 3,60.
Vậy ta có ứng suất uốn :
σF 1 =
σ F1

YF 2
YF 1

σF2 =
=
Độ bền uốn được thỏa mãn.
3.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Ứng suất quá tải cho phép :
[σH]max = 2,8 σch = 2,8. 500 = 1400 MPa;
[σF]max = 0,8 σch = 0,8. 500 = 400 (Mpa).
với Kqt = Tmax/ T = T/T=1 .

Theo công thưc 6.48trang 110 [TL1]

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

K qt = 409. 1 = 409

σHmax = σH .
Ứng suất uốn cực đại

(Mpa) < [σH]max = 1400 (Mpa);

Theo công thưc 6.48trang 110 [TL1]
σF1max = σF1. Kqt =92.1 = 92 (Mpa).
σF2max = σF2. Kqt = 87.1 = 87 (Mpa)
vì σF1max< [σF]max ,σF2max< [σF]max nên răng thoả mãn
Kết luận:với vật liệu trên thì bộ truyền thoả mãn các yêu cầu kĩ thuật.
Bảng 3.3. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng

Thông số

Bánh nhỏ

Bánh lớn

Đường kính vòng lăn

90

360

Đường kính chân răng

82,5

352,5

Đường kính vòng đỉnh

96

366

Tỉ số chuyền
Số răng

4
30

120

Khoảng cách trục

225

Môđun m

3

Chiều rộng vành răng

67,5

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng

GVHD: Đặng Văn Hải

CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
4.1. Chọn vật liệu chế tạo
- Thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền δb = 850 (MPa) ;σch = 580 (MPa)
- Ứng suất cho phép [ τ ] = 15 ÷ 30 (MPa)
4.2. Xác định sơ bộ đương kính trục
- Theo ct 10.9 trang 188 [TL1] đường kính trục thứ k:
dk = 3

Tk
0,2.[τ ]

Trong đó:

Tk: mômen xoắn trên trục thứ k (N.mm)
[τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa)
dk: đường kính trục thứ k (mm)

- Đường kính trục І:
3

d

Ι

=

TΙ
225486
=3
= 42,2
0,2.[τ ]
0,2.15

(mm)

Ι

chọn d = 45 (mm) => b01 = 25 (mm)
- Đường kính trục П:
Π

d

=3

TΠ

659746
=3
= 47,8
0,2.[τ ]
0,2.30

(mm)

chọn dП = 50 (mm) => b02 = 27 (mm)
4.3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- Từ bảng 10.3 tr189 [TL1] ta chọn:

Đồ Án Chi Tiết Máy


SVTH: Vũ Quốc Trưởng
K1 = 10

(mm)

K2 = 5

(mm)

K3 = 10

(mm)

hn = 15

GVHD: Đặng Văn Hải

(mm)
- Chiều dài mayo bánh đai, bánh răng trụ trên trục І:
lm13 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).45 = (54 ÷ 67,5) mm
chọn lm13 =lm12= 60 (mm)

- Chiều dài mayo bánh răng và khớp lối trục П:
lm22 = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (1,2 ÷ 1,5).50 = (60 ÷ 75) mm
chọn lm22 = 70 (mm)
lmk= (1,4÷ 2,5).d2 = (77 ÷137,5) mm
Chọn lmk=90 mm.
- Xác định chiều dài các ổ:
+ Trục І:
l12 = - lc12 = -[0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn]
= -[0,5.(60 + 25) + 15 + 10] = -67,5 (mm)
l13 = 0,5.(lm13 + b01) + k2 + k1 = 0,5.(60 + 25) + 5 + 10 = 57,5(mm)
l11 = 2.l13 = 2.57,5 = 115 (mm)
+ Trục П:
l21 = l11 = 115 (mm)

;

Xác định các lực và sơ đồ đặt lực:

Ft1 = Ft2 =

Fr1 = Fr2 =

2T1 2.225486

=
= 5010
dw1
90

(N)

Ft1. tan α tw 5010. tan 20
=
= 1823
cos β
1

Đồ Án Chi Tiết Máy

(N)

l23 = l13 =57,5 (mm)