Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng đôi

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ
I. Tính toán chọn động cơ
a/ Công suất cần thiết

Pct =
: công suất cần thiết trên trục động cơ
: công suất tính toán trên trục máy công tác
: hiệu suất truyền động

= = 3.9 kW
Dựa vào bảng 2.3 ta có:







Hiệu suất khớp nối: Ƞk = 1
Hiệu suất bộ truyền bánh răng: = 0.96
Hiệu suất bộ truyền xích:
Hiệu suất bộ truyền băng tải: = 0.96
Hiệu suất một cặp ổ lăn: = 0.99
Hiệu suất bộ truyền chung:

= . . ..
= 1x = 0.7343
Trong trường hợp tải thay đổi:

= . = 3.5956
= = = = 4.897

b/ Số vòng quay sơ bộ

1


Số vòng quay làm việc:
 = = = 31.831
Chọn tỉ số truyền chung:
tỉ số truyền động của hộp giảm tốc bánh răng trụ (8÷40)
: tỉ số truyền bộ truyền ngoài,

 Chọn số vòng quay sơ bộ:
Điều kiện chọn động cơ:
Theo bảng P1.3, Tài liệu tính toán và thiết kế HTTĐCK – Trịnh Chất, với = 4.897 kW và
= 954.93 ta chọn động cơ 4A132S6Y3 có = 5.5 kW và

II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1/ Công suất làm việc: = 4.897 kW





=
=
= 4.42.0.99.0.96 = 4.21 kW
= =

2/ Tính tỉ số truyền trong hộp giảm tốc
Tỉ số truyền chung của hệ: = = 30.159

Chọn sơ bộ = 10
 = 3.0159
Trong đó: là tỉ số truyền tổng
là tỉ số truyền xích
2


là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Theo bảng 3.1, Tài liệu tính toán và thiết kế HTTĐCK – Trịnh Chất
Ứng với = 10 => = 3.58, = 2.79
Số vòng quay các trục:

= 960
= = 268.15
= = 96.11
= 31.86
3/ Moomen xoắn động cơ và các trục
T1 = 9,55.106. = 9,55.106. = 46357.29 Nmm
T2 = 9,55.106. = 9,55.106. = 157415.52 Nmm
T3 =9,55.106. = 9,55.106. = 418327.95 Nmm
T4 = 9,55.106. = 9,55.106. = 1078196.8 Nmm
Tdc = 9,55.106. = 9,55.106. = 54713.54 Nmm
Trục

Động cơ

1

Công suất P, kw

Tỉ số truyền u

5.5

4.66

Số vòng quay n,

960

960

268.15

96.11

31.86

54713.5

46357.2

157415.5

418327.9

1078196.

4

9

2

5

8

vg/ph
Momen xoắn T, Nmm

10

2

3

4.42
3,58

4

4.21
2,79

3.59
3,016

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Lực vòng băng tải F = 5200 N

Vận tốc băng tải v = 0.75 m/s
Số vòng quay : = 96.11 vòng/ phút
= 31.86 vòng/ phút

3


 Chọn xích con lăn 1 dãy vì tải trọng nhỏ, vận tốc băng tải bé. Độ bền mỏi cao, chế
tạo không phức tạp bằng xích răng.
1. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích.
Với ux = 3,016
Số răng đĩa nhỏ: Z1 = 29 – 2u ≥ 19
 Z1 = 29 – 2.3..016 = 22,968 răng
Chọn z1 = 23 răng
Số răng đĩa lớn: Z2 = u.Z1 = 3,016.23 = 69.6368 răng
Chọn Z2 = 69 răng
b. Xác định bước xích p
Công suất tính toán:
Pt = ≤
Trong đó:
kz = Z0/Z1 = 25/23 = 1,08 hệ số số răng.
kn = n01/n1 hệ số vòng quay
n01 = 200 (vòng/phút) chọn theo bảng 5.5
n1 = n3 = 96.11 vòng/phút
 kn = = 2.08
k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc , tra bảng 5.6 ta được:
k0 = 1 đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang đến 60 độ.
ka = 1 hệ số khoảng cách trục a = (30 … 50)p
kđc = 1 vị trí được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích.

4


kđ = 1,2 tải trọng va đập.
kc = 1,25 băng tải làm việc 2 ca
kbt = 1,3 môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu.
 k = 1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1,95
P = P3 = 4,21 kw công suất cần truyền.
Công suất tính toán:
Pt = = 18.44 kw
Tra bảng 5.5 với n01 = 200 (vòng/phút) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích
p = 31,75 (mm) thõa điều kiện bền mòn Pt = 19,3, đồng thời tra bảng 5.8 ta có p < pmax
c. Khoảng cách trục và số mắc xích.
Khoảng cách trục: a = (30 … 50).p
Chọn a = 30.p = 30.31.75 = 952.5 (mm)
Số mắc xích: x =
x=
= 107.78
Lấy số mắc xích chẵn x = 108 ( số mắc xích phải chẵn) tính khoảng cách trục theo
công thức:
a* = 0,25p{xc – 0,5(z2 +z1) + }
= 0,25.31,75.{108 – 0,5(69 + 23) +
= 955.99 mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng
∆a = (0,002 … 0,004).a = 0,004.955.99 = 3.824 mm
5


Do đó: a = a* - ∆a = 955.6 – 3,824 = 952.176 mm
Số lần va đập i của xích

i= ≤
Trong đó: là số lần va đập cho phép, tra bảng 5.9 ta có = 25
i = = 1.36 < = 25 (thỏa)
2. Kiểm nghiệm xích về độ bền.
a. Kiểm nghiệm qá tải theo hệ số an toàn
s= ≥
Trong đó:
Q tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2: Q = 88,5 kN
Khối lượng 1 mét xích q = 3,8 kg
kđ = 1,7 hệ số tải trọng ứng với chế độ làm việc nặng
v = Z1.p.n1/60000 = 23.31,75.96.11/60000 = 1,17 m/s
Ft = 1000P/v = 1000.4,21/1,17 = 3598.29 N
Fv = q.v2 = 3,8.1,172 = 5.2018 N
Fo = 9,81.kf.q.a = 9.81. 4. 3.8. 0.952 = 142.01 N
Trong đó: kf = 4 (bô truyền nghiêng 1 góc < 400)
Do đó: s = = 14,1
Theo bảng 5.10 với n = 200 vòng/phút [s] = 14.1 Vậy s > [s] = 8,5 -> bộ truyền xích đảm bảo đủ
độ bền.
b. Kiểm nghiệm đô bền tiếp xúc của đĩa xích.
= 0,47 ≤ [бH]

6


Trong đó:
[бH] là ứng suất tiếp xúc cho phép, , bảng 5.11, [бH] = 600 MPa
E = 2,1.105 MPa
A = 262 mm2 diện tích chiếu mặt tựa bản lề của con lăn, dựa vào bảng 5.12
kd = 1 dùng cho xích 1 dãy, hệ số tải trọng không đều.
Z1 = 23 => Kr = 0,444

Fvđ lực va đập trên 1 dãy xích.
Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.96.11.31,753.1 = 3.99
m là số dãy xích.
Kđ = 1,2 hệ số tải trọng động (bảng 5.6)
 =
= 580.26 MPa ≤ [бH] = 600 thõa điều kiện.
Như vậy dùng thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép
[бH] = 600MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Tương tự,
[] ≤ [бH] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện)
3. Các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục
a. Đường kính đĩa xích
Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định:
dI = p/sin(π/z1) = 31,75/sin(π/23) =233,17 mm
dII = p/sin(π/z2) = 31,75/sin(π/69) =697.57 mm
da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 31,75[0,5 + cotg(π/23)] =246,87 mm
da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 31,75[0,5 + cotg(π/69)] = 712,73 mm
Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 +0,05 = 9,622 mm và d1 = 19,05 (bảng 5.2)

7


df1 = dI – 2r = 233,17 – 2.19,05 = 195,07 mm
df2 = dII – 2r = 697.57 – 2.19,05 = 659,47 mm
b. Lực tác dụng lên trục
Fr = kxFt
kx = 1,15 hệ số trọng lượng xích khi nghiêng 1 góc < 400
Ft lực vòng = 2795,45 N
 Fr = 1,15.3598.29 = 4138.03 N

8

CHƯƠNG 3
1.Tính Toán cấp nhanh
1.1 Chọn vật liệu :
 Đối với bộ truyền kín ( hộp giảm tốc ) bánh răng trụ , hai cấp , chịu công suất nhỏ
( = 5,5 kW ) , chỉ cần chọn vật liệu nhóm I .Vì nhóm I có độ rắn HB ≤ 350 , bánh
răng được tôi cải thiện . Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng dễ dàng và chính
xác sau khi nhiệt luyện , đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn . Dựa vào bảng
6.1 ta chọn thép 45 loại thép này rất thông dụng , rẻ tiền . Với phương pháp tôi cải
thiện tra bảng 6.1 , ta được các thông số sau :
 Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB1 241.............285, ta chọn:
HB1 = 245 có = 850 MPa, = 580 MPa ;
 Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 192...........240, ta chọn:
HB2 = 200 có = 750 MPa, = 450 MPa.

1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép :
1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
= .
(6.1)
Chọn sơ bộ : = 1
 Do đó ta có : = .
 Trong đó :


là ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa)

 là giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kì cơ sở (Tra bảng 6.2 ) ta
được : = 2.HB + 70 (MPa)
 Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở của bánh nhỏ :

= 2.HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)
 Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở của bánh lớn :
= 2.HB2 + 70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa)

 là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc của mặt răng (Tra bảng 6.2) ta
được : = 1,1 .
9


 là hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào ,,, .
 là số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc.
= 60.c..ni.ti

(6.7)

 Trong đó :
 c là số lần ăn khớp của răng trong trường hợp này là : c = 1
 Tmax là Mômen xoắn lớn nhất trong các mômen Ti
 Ti , ni , ti lần lượt là mômen xoắn trong chế độ làm việc
thứ i và số vòng quay ,thời gian làm việc tính theo giờ .

 Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ :
= 60.1. 960.(13.0,7 + (0,7)3.0,3).28800= 133,19.107 (chu kì)
 Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn :
= 60.1. 268.15.( 13.0,7 + (0,7)3.0,3).28800 = 37,203.107 (chu kì)

 là số chu kì làm việc tương đương của đường con mỏi uốn.
= 60.c..ni.ti

(6.8)

 Biết : mF là bậc đường cong mỏi khi thử về uốn và mF = 6 , khi độ
rắn mặt răng HB ≤ 350.
= 60.c..ni.ti

 Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ :
= 60.1. 960.(16.0,7 + (0,7)6.0,3).28800 = 121,98.107(chu kì)
 Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn :
= 60.1. 268.15.(16.0,7 + (0,7)6.0,3).28800 = 34,07.107 (chu kì)



NHO là số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc .
NHO = 30.

10




Số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của b ánh nhỏ:

NHO1 = 30. = 30.(245)2,4 = 1,63.107 (chu kì)


Số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh lớn:

NHO2 = 30. = 30.(200)2,4 = 0.99.107 (chu kì)


NFO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn . Đối với tất cả
các loại thép thì : NFO = NFO1 = NFO2 = 4.106 (chu kì)

=>> Vì : NHE1 > NHO1 ; NFE1 > NFO1
NHE2 > NHO2 ; NFE2 > NFO2
Nên: = = = = 1 .
Với : : , là hệ số tuổi thọ .
Vậy : Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :
= . = = 509 (MPa)
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :
= . = = 427 (MPa)


Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng , do đó ta có :

= = = 468 (MPa) < 1,25

(6.12)

 Với cấp chậm dùng bánh răng thẳng và ta tính ra : NHE > NHO nên KHL = 1,
do đó = = 427 (MPa)

 Do bánh lớn có ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép bé hơn nên ta chọn bánh
lớn để tính toán điều kiện tiếp xúc.
1.2.2 Ứng suất uốn cho phép
 Do răng làm việc 1 mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên
ứng suất uốn được tính theo công thức sau:
= .
(6.2)
Chọn sơ bộ : = 1

11


 Do đó ta có : = .
 Trong đó :
 KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải khi quay hai chiều đến độ bền
mỏi . Ở đây quay 1 chiều nên KFC = 1.

 SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc của mặt răng (Tra bảng 6.2) ta được
: = 1,75 .
 là ứng suất uốn cho phép (MPa)
 là giới hạn mỏi uốn tương ứng với số chu kì cơ sở (Tra bảng 6.2) ta
được : = 1,8HB


Giới hạn mỏi uốn tương ứng số chu kì cơ sở của bánh nhỏ :
= 1,8.HB1 = 1,8.245 = 441 (MPa)

 Giới hạn mỏi uốn tương ứng số chu kì cơ sở của bánh lớn :
= 1,8.HB2 = 1,8.200 = 360 (MPa)
Vậy : Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :
= . = = 252 (MPa)


Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :
= . = = 205.7 (MPa)

 Ứng suất quá tải cho phép , ta có :
= 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
= 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)

= 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
1 . TÍNH TOÁN CẤP NHANH :
 BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
aw1 = Ka.(u1+1).
(6.15a)
 Trong đó:

12


 Theo bảng 6.6 , chọn = 0,4 ; với bánh răng nghiêng Ka = 43 (bảng 6.5) ;
theo (6.16) , ta có:
= 0,53..(u1+1) = 0,53.0,4.(3,58+1) = 0,971 ;
do đó theo bảng 6.7, = 1,15 (sơ đồ 3) ; T1 = 46357.29 (Nmm)
 Thay số vào (6.15a), ta được :

aw1 = 43.(3,58+1). = 109.1(mm)
 Lấy aw1 = 125 (mm).
b, Xác định các thông số ăn khớp:
Ta có : m = (0,01 ÷ 0,02).aw1 = (0,01 ÷ 0,02).125 = 1.25 ÷ 2.5 = 2 (mm)
Theo bảng 6.8 chọn mođun pháp mn = 2 .
Chọn sơ bộ β = 340 ; do đó cosβ = 0,829; theo (6.31) số răng bánh nhỏ:
z1 = = = 22.63
 Lấy z1 = 23
Số răng bánh lớn:
z2 = u1.z1 = 3,58.23 = 82.34 .Lấy z2 =82
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: um = = 3,5652
= = = 0.84

 = 32.860.

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
 Ứng suất trên mặt răng làm việc:
=

(6.33)

Theo bảng 6.5, ZM = 274MPa1/3 ; (hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng
ăn khớp).
Theo CT (6.35) : tgβb = cosαt.tgβ ; (ở đây βb là góc nghiêng của răng trên hình
trụ cơ sở ).
Với αt và αtw tính theo công thức ở bảng 6.11 . Đối bánh răng nghiêng không
dịch chỉnh => αtw = αt = arctg.(tgα/cosβ) = arctg.(tg20/0,84) = 23,43
13


 tgβb = cosαt.tgβ = cos(23,43).tg(32.86) = 0.59
 βb = 30.650
 Do đó theo CT (6.34):
= = = 1,535 ( là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc)
Theo CT (6.37) , ԑβ = bw.sinβ/m.π =0,4.125sin(32.86)/2,5.π = 3,45
>1(với ԑβ là hệ số trùng khớp dọc, bw là chiều rộng bánh răng)
 Do đó theo CT (6.38): Zԑ = = 0.76 (mà Zԑ là hệ số kể đến sự
trùng khớp của răng)
 Mà trong đó ԑα là hệ số trùng khớp ngang => theo CT (6.38b):

ԑα = .cosβ
= .0,829
= 1,732.

 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw1 = 2.aw1/(um+1) = 2.125/(3,58+1) =54.59
 Theo CT(6.40) ,ta có vận tốc vòng : v = π.dw1.n1/60000
= π.54,59. 960./60000
= 2.74 (m/s)
 Với v = 2.74 (m/s),theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9.Theo bảng 6.14 với
cấp chính xác 9 và v < 2.5 (m/s), KHα = 1,16.
 Theo CT (6.42) nên ta có : vH = δH.go.v.
= 0,002.73.2.74. = 2.36
 Mà trong bảng (6.15) , δH = 0,002 ; theo bảng (6.16) , go = 73. Do đó ,theo CT
(6.41) , ta có : KHv = 1+
= 1+ = 1,05
 Theo CT (6.39) , ta có : KH = = .1,05 = 1,44
 Thay các số liệu trên ta vừa tính vào CT (6.33), ta được:
14


 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải TMĐK
σH =
= 274. 1,535. 0,76.
= 337.44 (MPa) < = 491 (MPa).
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
 Theo CT (6.43) , ta có:
 Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép:
=
 Theo bảng 6.7 , KFβ = 1,32 ; theo bảng 6.14 với v < 5 (m/s) và cấp chính
xác 8 , KFα = 1,4 (m/s) ; theo CT (6.47) ta được:
vF = δF.go.v. = 0,006.73.2.74. = 7.09
 Trong đó : theo bảng (6.15) , δF = 0,006 ; theo bảng (6.16), go = 73.

Do đó theo CT (6.46): KFv = 1+
= 1+ = 1,11.
 Do đó theo CT (6.45), ta có: KF = = 1,32.1,4.1,11 = 2,05
 Với ԑα = 1,732 , Yԑ = 1/ԑα = 1/1,732 = 0,577.
 Với β = 32,860, Yβ = 1− β/140 = 1−32,68/140 = 0,765.
 Số răng tương đương:
zv1 = z1/cos3β = 23/(0,8417)3 = 39
zv2 = z2/cos3β = 82/(0,8417)3 = 138
 Tra bảng (6.18) ta được: YF1= 3,7 ; YF2 = 3,6.
 Thay các giá trị trên vào CT (6.43) , ta được:
= =
= 56,86(MPa) <= 257(MPa)
= = = 55,32 (MPa)<= 226,3(MPa)
e,Kiểm nghiệm răng về quá tải:
 Theo CT (6.48) với Kqt = Tmax/T = 1,7
15


σH1max = σH. = 337,44. = 439.96 (MPa)<=1260(MPa)
 Theo CT (6.49) , ta có:

σF1max = σF1. = 56,86. = 74,14 (MPa)<=464(MPa)
σF2max = σF2. = 55,33. = 72,14 (MPa)<=360(MPa)
g,Các thông số và kích thước bộ truyền:
Khoảng cách trục
: aw1 = 125
Môđun pháp
: m=2
Chiều rộng vành răng : bw = 50
Tỉ số truyền thực

: um = 3,58
Góc nghiêng của răng : β = 32,86o
Số răng bánh răng
: z1 = 23 ; z2 = 82
Hệ số dịch chỉnh
: x 1 = 0 ; x2 = 0
Theo các công thức trong bảng (6.11),ta tính được:
Đường kính vòng chia : d1 = m.z1/cosβ = 2.23/0,889 = 55,49 (mm)
=> d2= m.z2/cosβ = 2.82/0,8417 = 197,82 (mm)
Đường kính đỉnh răng : da1= d1 + 2.(1+x1−∆y).m
= 55,49+2.(1+0−0).2,5=59,49 (mm)
=> da2= d2 + 2.(1+x2−∆y).m
= 197,82+2.(1+0−0).2,5=201,82 (mm)
Đường kính đáy răng : df1 = d1 – (2,5−2.x1).m
= 65,35 – (2,5).2,5 = 50,49 (mm)
=> df2 = d2 – (2,5−2.x2).m
= 197,84 – (2,5).2,5 = 192,82 (mm)
2 . TÍNH TOÁN CẤP CHẬM :
 BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG
a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

aw2 = Ka.(u2+1).

(6.15a)

 Trong đó theo bảng 6.6 , chọn = 0,5 ; đối với răng thẳng (tra bảng 6.5) ta có:
Ka = 49,5 ; theo CT (6.16) ta được: = 0,53.0,5.( 2,79+1) = 1,00435, do đó (tra
bảng 6.7) ta chọn: = 1,03 (sơ đồ 7) ; = 2,79; = 427 (MPa)
 Tốn thất sẽ được tính đến do ma sát trên mặt răng ở cấp nhanh (η = 0,96) và
tổn thất trên 1cặp ổ lăn (η = 0,99) , công suất trên trục bánh chủ động của cấp

chậm: P1 = 0,96.0,99.4,42 = 4,201(kW) . Do đó T1 = 9,55.106.
= 9,55.106.
16


= 149616,07 (Nmm)
 Thay số liệu trên vào CT (6.15a) , ta được:

aw2 = Ka.(u2+1).
= 49,5.(2,79+1).
= 158,74 (mm)
 Lấy aw2 = 180 (mm).
b, Xác định thông số ăn khớp:
 Theo Ct (6.17): m = (0,01 ÷ 0,02).aw2 = (0,01 ÷ 0,02).150 = 1,8 ÷ 3,6 (mm)
 Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế thì ta nên chọn môđun tiêu
chuẩn của bánh răng cấp chậm = môđun ở cấp nhanh m = 2(mm).
 Ta có : vì cấp chậm là bộ truyền răng thẳng nên β = 00 => cos β = 1. Theo CT
(6.31) số răng bánh nhỏ: z1 = 2.aw2/[m.(u2+1)] = 47,5. Lấy z1 = 47.
 Số răng bánh lớn: z2 = u2.z1 = 2,79.31 = 131,13. Lấy z2 = 131.
 Ta có: aw2 = m(z1+z2)/2 = 2(47+131)/2 = 178. lấy aw2 = 180(mm)
 Lấy aw2 = 180(mm),do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 179 lên
180 (mm).
 Tính hệ số dịch tâm theo (6.22):y = aw2/m – 0,5.(z1+z2) = 180/2−0,5.(131+47)
= 1.
 Theo CT (6.23), ky = 1000y/Zt = 1000.1/178 = 5,62
 Theo bảng 6.10a ,tra được kx = 0,265 ,do đó theo CT (6.24) hệ số giảm đỉnh
răng ∆y = kx.Zt/1000 = 0,265.118/1000 = 0,047.
 Theo CT (6.25), tổng hệ số dịch chỉnh :

xt = y + ∆y = 1 + 0,047 = 1,047

 Theo CT ( 6.26), hệ số dịch chỉnh bánh 1:
x1 = 0,5.
= 0,5.
= 0,3
Và hệ số dịch chỉnh bánh 2: x2 = xt – x1 = 1,047 – 0,3 = 0,747.
17


 Từ CT (6.27) ta có góc ăn khớp là : cosαtw = Zt.m.cosα/(2.aw2)
= 178.2.cos(200)/2.150
= 0,92
=> αtw = 21,680
c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
 Theo CT(6.33), ta có:
=
 Trong đó :


Theo bảng (6.5), ZM = 274 MPa1/3



Theo CT(6.34), ta có: ZH = = = 1,706

(= 00 vì bộ truyền cấp chậm là bánh răng thẳng).
 Với bánh răng thẳng , dùng CT (6.36a) để tính :
=
Trong đó :

= = 0,858

= 1,88−3,2.( = 1,79.

 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw2 = 2.aw2/(um+1) = 2.180/(2,79+1) = 95(mm)
 Theo CT (6.40),ta có: v = π.dw2.n1/60000
= π.95.968,16/60000
= 1,33(m/s)
 Với v = 1,33 (m/s),theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9, do đó theo bảng
(6.16) ta có go = 73.Theo CT(6.42): vH = δH.go.v.
= 0,006.73.1,33.
= 4,67 (m/s).
 Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v ≤ 10 (m/s), KHα = 1,16; ta có chiều
rộng vành răng là bw = ψba.aw2 = 0,5.180 = 90. Do đó,theo CT (6.41) , ta có:
KHv = 1+
= 1+ = 1,36
18


 Theo CT (6.39) , ta có : KH = = 1,03.1,16.1,224 = 1,62
 Thay các giá trị vừa tính trên vào CT (6.33) , ta được:
=
= 274.1,665.0,868.
= 201,48 (MPa) ≤ = 464(MPa) (TMĐK)
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
 Theo CT (6.43) , ta có:
 Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép:
=
 Theo bảng 6.7 , KFβ = 1,05 (sơ đồ 7) ; theo bảng 6.14 với v ≤ 10 (m/s) và
cấp chính xác 9 , KFα = 1,4 (m/s) ; theo CT (6.47) ta được:

vF = δF.go.v. = 0,016.73.1,33. = 12,48.
 Trong đó : theo bảng (6.15) , δF = 0,016 ; theo bảng (6.16), go = 73.
Do đó theo CT (6.46): KFv = 1+
= 1+ = 1,783.
 Do đó theo CT (6.45), ta có: KF = = 1,05.1,4.1,783 = 2,621.
 Với ԑα = 1,74 , Yԑ = 1/ԑα = 1/1,74 = 0,558.
 Với β = 00, Yβ = 1− β/140 = 1−0/140 = 1.
 Số răng tương đương:
zv1 = z1/cos3β = 41/(1)3 = 41.
zv2 = z2/cos3β = 131/(1)3 = 131.
 Tra bảng (6.18) ta được: YF1= 3,53 ; YF2 = 3,49.
 Thay các giá trị trên vào CT (6.43) , ta được:
= =
= 28(MPa) <= 257(MPa)

19


= = =27,68 (MPa)<= 226,3(MPa).
e, Kiểm nghiệm răng về quá tải:
 Kiểm nghiệm răng về quá tải của cấp chậm cũng giống với kiểm nghiệm
răng về quá tải của cấp nhanh => đều đạt yêu cầu như nhau hết.
g,Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ thẳng)
Khoảng cách trục
: aw2 = 180
Môđun pháp
: m=2
Chiều rộng vành răng : bw = 95
Tỉ số truyền thực
: um = 2,79

Góc nghiêng của răng : β = 00
Số răng bánh răng
: z1 = 41 ; z2 = 131
Hệ số dịch chỉnh
: x1 = 0,3 ; x2 = 0,747
Theo các công thức trong bảng (6.11),ta tính được:
Đường kính vòng chia : d1 = m.z1/cosβ = 2.41/1= 82(mm)
=> d2= m.z2/cosβ = 2.131/1= 262(mm)
Đường kính đỉnh răng : da1= d1 + 2.(1+x1−∆y).m
= 82+2.(1+0,3−0,047).2= 87,012(mm)
=> da2= d2 + 2.(1+x2−∆y).m
= 262+2.(1+0,747−0,047).2= 268,8 (mm)
Đường kính đáy răng

: df1 = d1 – (2,5−2.x1).m
= 82 – (2,5−2.0,3).2 = 78,2(mm)
=> df2 = d2 – (2,5−2.x2).m
= 262 – (2,5−2.0,747).2= 59,988(mm).

20


21


CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC
I.Chọn vật liệu chế tạo
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình (Ft = 4200 N), vận tốc của xích tải nhỏ (v =
1,1 m/s), vật liệu được chọn để chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện. Theo bảng 6. 1 - tr 92
- TTTKHDĐCK tập 1, ta có các thông số của vật liệu chế tạo trục như sau:

-

Độ rắn HB = 192…240
Giới hạn bền: b = 750 MPa

-

Giới hạn chảy: ch = 450 MPa

II.Tính toán thiết kế trục
1. Xác định sơ bộ đường kính trục
Đường kính các trục thứ k trong hộp giảm tốc có thể được chọn gần đúng theo công thức
sau:
d≥
Trong đó: Tk - mô men xoắn của trục thứ k;
T1 = 35292,4 Nmm; T2 = 125162,9 Nmm; T3 = 324780,54 Nmm; T4 =
938238,44 Nmm
[] - ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu là thép 45, [] = (15…30) MPa;
ta chọn [] = 15 MPa.


d ≥ = = 22,98 (mm); lấy d = 25 (mm)
d ≥ = = 35,05 (mm); lấy d = 40 (mm)
d ≥ = = 47,66 (mm); lấy d = 50 (mm)
d ≥ = = 67,8 (mm); lấy d = 70 (mm)

Từ đó ta có kết quả như sau:
-

Đường kính sơ bộ của trục I: d = 25 (mm);

Đường kính sơ bộ của trục II: d = 40 (mm);
22


- Đường kính sơ bộ của trục III: d = 50 (mm);
- Đường kính sơ bộ của trục IV: d = 70 (mm).
Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều
rộng của ổ lăn, theo bảng 10. 2 - tr 189 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
-

Với: d = 25 (mm)  bo1 = 17

-

Với: d = 40 (mm)  bo2 = 23 (mm);

-

Với: d = 50 (mm)  bo3 = 27 (mm);

- Với: d = 70 (mm)  bo4 = 35 (mmn).
2.Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:
Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:
-

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức
sau:
lmki = (1,2…1,5)dk
(10.10)

Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh răng trụ thứ k
-

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ
+ lm13 = lm14 = (1,2…1,5).25 = (30…37,5) mm
+ lm22 = lm24 = lm23 = (1,2…1,5).40 = (48…60) mm
+ lm32 = (1,2…1,5).50 = (60 …75)
Chọn lm13 = lm14 = 60 mm
chọn lm22 = lm24 = 60 mm, lm23 = 75 (mm)
chọn lm32 = 75 mm

-

Chiều dài moay ơ đĩa xích dẫn:
lm33 = (1,2…1,5). 50 = (60…75) mm
lấy lm33 = 70 (mm)

- Chiều dài moay ơ đĩa xích bị dẫn:
lm41 = (1,2…1,5).70 = (84…105) mm
lấy lm41 = 90 mm
-

Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi):
lmki = (1,4…2,5)dk
(10.13)
 lm12 = (1,4…2,5). 25 = (35…62,5) mm; lấy lm12 = 50 (mm)

23

Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm);
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:
k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 10 (mm);
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:
k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 15 (mm);
+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:
hn = (15…20) mm; lấy hn =15 (mm)
*Khoảng công xôn trên trục thứ k:
lc33 = 0,5.(lm33 + bo) + k3 + hn
= 0,5.(70 + 27) + 15 + 15
= 78,5 mm
*Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- Trục I:
lc12 = 0,5.( lm12 + bo) +k3 + hn
= 0,5.(50 + 17) +15 + 15 = 63,5 mm
l12 = -lc12 = -63,5 mm
l13 = 0,5.(lm13 + bo) + k1 + k2 = 0,5.(60 + 23) + 10 + 10 = 61,5 mm
l14 = l24 = 216,5 mm
- Trục II:
l22 = 0,5(lm22 + bo) + k1 + k2
= 0,5.(60 + 23) + 10 + 10 = 61,5 mm
l23 = l22 +0,5(lm22 + lm23) + k1
= 61,5 + 0,5.(60 + 75) + 10 = 139 mm
l24 = 2l23 – l22
= 2.139 – 61,5 = 216,5 mm
- Trục III:
l32 = l23 = 139 mm
l31 = l21 = l11 = 2.l32 = 2.139 = 278 mm

24


l33 = 2. l32 + lc33
= 2.139 + 78,5 = 356,5 mm

Sơ đồ xác định khoảng cách của hộp giảm tốc bánh răng phân đôi.
3.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục.
Chọn hệ tọa độ Oxyz như hình, ta có sơ đồ phân tích lực chung:

25