thiet ke mon hoc chi tiet may

Thiết Kế Môn Học trang

Bộ giao thông vận tải
Trường Đại học Hàng Hải

Thiết Kế Môn Học
Chi Tiết Máy



Người hướng dẫn : Thạc só Nguyễn Thò Hằng
Người thực hiện : phan văn Tân
Lớp : MXD43ĐH
Hải Phòng 2004
1
Thiết Kế Môn Học trang

Sơ Đồ Hệ Thống Và Đồ Thò Tải Trọng
x
x x
x
3
2
1

Hình 1 : Sơ đồ hệ dẫn động hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ đồng trục
1 : Động cơ điện
2 : Bộ truyền động đai
3 : Hộp giảm tốc
t
ck

0,4t
ck
0,3t
ck
0,3t
ck
t
T
0,5T
0,8T
T
T
1
T
2
T
3
1,9T
Hình 2 : Đồ Thò Tải Trọng
2
Thiết Kế Môn Học trang

Phần I:
Chọn động cơ dẫn động hệ thống, tính toán động học và
thiết kế truyền động đai thang.
I.Chọn động cơ
1.chọn loại động cơ:
Các loại động cơ gồm có:
-đ/c điện một chiều:đắt nên ít dùng.
- đ/c cơ điện xoay chiều gồm:

-1 pha :hiệu suất thấp ,công nghiệp ít dùng.
-3 pha:công nghiệp hay dùng,gồm 2 loại:
-đ/c 3 pha dồng bộ:đắt ,phải có thiết bò phụ dể khởi động
nên ta không dùng loại này.
-đ/c 3 pha không đồng bộ: gồm 2 loại:
+Rô to dây quấn :kích thước lớn ,vận hành phức tạp.
+Rô to ngằn mạch:kết cấu đơn giản,giá thành hạ,làm việc tin cậy,được
dùng phổ biến vì vậy ta chọn loại này.
2.Tính công suất cần thiết của động cơ:
Công suất trên trục động cơ điện được xác đònh:
P
tđ
=P
r
∑
∑
ti
ti
T
Ti
2
)(
Trong đó:P
r
-công suất trên trục ra của HGT ,đã cho P
r
=6.5[KW].
Suy ra: P
tđ
=5.309 [KW]

Ta có: P
ct
=P
tđ
/η
t
η
t
-hiệu suất tổng của hệ dẫn dộng.
η
t
=η
đ
.η
h
với η
đ
-hiệu suất truyền động đai,lấy η
đ
=0.95
η
h
-hiệu suất của HGT ,tính như sau:
η
h
=η
ol
3
.η
brt

2
3
Thiết Kế Môn Học trang

Tra bảng ta lấy :η
ol
=0,99 ; η
brt
=0,96
Suy ra: η
t
=0,8673
Vậy P
ct
=6,121[KW]
3.Xác đònh số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Ta tiến hành chọn tỉ số truyền sơ bộ cho bộ truyền đai và HGT :
Theo các bảng tiêu chuẩn ta có thể chọn các tỉ số truyền sơ bộ cho bộ truyền
đai và HGT.
Chọn : U
hgtsb
=16
U
đsb
=1,5
Khi đó tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống sẽ là:
U
t
=U
hgtsb

.U
đsb
=1,5 . 16 =24
Từ các tỉ số truyền sơ bộ đã chọn ở trên ta có thể tính được số vòng quay sơ bộ
cho động cơ:
n
sb
=U
t
.n
r
= 24 . 95 =2280 [v/f].
4.Chọn nhãn hiệu ,quy cách động cơ:
Điều kiện để chọn động cơ sẽ là:
P
đc
≥ P
ct

n
đc
≈ n
sb
T
mm
/T ≤ T
k
/T
đn
.

Tra bảng ta chọn được động cơ cần thiết là K160S2
Các thông số kỹ thuật của động cơ K160S2 như sau:
Kiểu
động cơ
Công
Suất[KW
]
Vận tốc
quay[v/f
]
cosϕ I
k
/ I
đn
η
%
T
K
/T
đn
Khối
lượng[kg]
4
Thiết Kế Môn Học trang

K160S2 7,5 2935 0,93 7,3 86 2,2 94
II.Tính Toán Động Học
1.Xác đònh tỉ số truyền tổng U
t
của toàn bộ hệ thống:

Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống sẽ được các đònh như sau:
Ta có: U
t
= n
đc
/n
r
=2935 / 95 =30,895
2.Phân tỉ số truyền U
t
cho các bộ truyền :
Bên cạnh vật liệu chế tạo bánh răng và điều kiện chòu tải,việc phân phối tỉ số
truyền U
h
cho các cấp bộ truyền trong hộp có ảnh hưởng rất lớn đến kích thước
và khối lượng của hộp giảm tốc.có nhiều phương pháp phân phối tỉ số truyền
,xuất phát từ các yêu cầu về công nghệ ,về kích thước và khối lượng gọn
nhẹ,vấn đề bôi trơn các bánh răng ăn khớp .Xong các phương pháp này đều dựa
vào điều kiện sức bền đều:các bánh răng trong hộp cần có khả năng tải tiếp
xúc như nhau.
Ta có : U
t
= U
đ
.U
h
2.1 Chọn U
đsb
=1,5 (đã chọn ở trên)
Vậy suy ra : U

h
= U
t
/U
đsb
=30,895 / 1.5 =20,596
2.2 Phân U
h
cho cấp nhanh và cấp chậm của HGT:
Ta có : U
h
=U
1
. U
2

Trong đó : U
1
- tỉ số truyền cấp nhanh.
U
2
-tỉ số truyền cấp chậm.
Đối với HGT đồng trục :để kích thước bánh lớn của hai cấp ít chênh lệch nhau
( nếu chọn cùng vật liệu) để thoả mãn điều kiện bôi trơn thì ta nên lấy :
U
1
=U
2
=(U
h

)
1/2
=4,49
Theo bảng tiêu chuẩn hoá về tỉ số truyền cho HGT ta sẽ chọn các tỉ số truyền
như sau:
5
Thiết Kế Môn Học trang

U
1
= U
2
= 4.
2.3.Tính lại giá trò U
đ
theo U
1
,U
2
đã chọn:
Ta có :
U
đ
=
Uh
Ut
= 1,931
3.Xác đònh công suất , mômen và số vòng quay trên các trục của HGT:
3.1. Công suất :
Công suất trên các trục sẽ được tính như sau:

Trục I : P
I
= P
ct
.η
đ
.η
ôl

= 6,121 . 0,95 . 0.99
= 5,7568[KW]
Trục II: P
II
= P
I
.η
1
.η
ôl

= 5,7568 .0.97 . 0.99
= 5,5283 [KW]
Trục III: P
III
= P
II
.η
2
.η
ôl

= 5,5283 .0.97 .0.99
= 5,3088 [KW]
3.2.Vận tốc quay của các trục sẽ được tính như sau:
Trục I:
n
I
= n
đc
/U
đ
=2935 / 1,931 =1520 [v/f]
Trục II :
n
II
= n
I
/U
1
= 1520/4 = 380 [v/f]
Trục III n
III
= n
II
/U
2
= 380/4 = 95
3.3 Mômen trên các trục:
6
Thiết Kế Môn Học trang

Trục I T
I
= 9,55 . 10
6
.P
1
/ n
I
= 9,55 . 10
6
.5,7568/ 1520 = 36169,4[KNmm].
Trục II T
II
= 9,55.10
6
.P
II
/ n
II
=9,55 .10
6
. 5,5283/ 380 = 138934,9
[KNmm].
Trục III T
III
= 9,55 . 10
6
.P
III

/ n
III
= 9,55 . 10
6
. 5,3088 /95 = 533674,1
[KNmm]
Trục
Thông số
Động cơ I II III
Công suất
[KW]
P
ct
=6,121 P
I
= 5,7568 P
II
= 5,5283 P
III
= 5,3088
Số vòng quay
[v/f]
n
đc
= 2935 n
I
= 1520 n
II
= 380 n
III

= 95
Tỉ số truyền U
đ
= 1,931 U
1
= 4 U
2
= 4
Mômen xoắn
[Nmm]
T
I
= 36169,4 T
II
= 138934,9 T
III
= 533674,1
III.Thiết kế truyền động đai thang
1.Chọn loại đai và tiết diện đai
Đai thang có 3 loại :Đai thang thường ,đai thang hẹp và đai thang rộng.
Đai thang thường đươc dùng phổ biến nên ta chọn loại này.
Đai thang thường có 7 loại :O,A,...,E.
Dựa vào bảng 4-1 Tr 57,ta chọn được loại tiết diện đai thang thường cần dùng
đó là:đai thang thường tiết diện loại A.
7
Thiết Kế Môn Học trang

Đối với đai thang tiết diện loại A có các thông số hình học như sau:
b
t

=11 [mm],
b = 13 [mm]
y
o
=2,8 [mm]
h = 8 [mm]
2.Xác đònh các thông số của bộ truyền :
2.1 Xác đònh đường kính bánh đai nhỏ:
Dùng dãy tiêu chuẩn của đường kính bánh đai :
d(mm):63,71,80,90,100,112,125,140,160,180,200,224,250,280,315,355,400,450,
500,560,630,910,800,900,1000…
Ta chọn d
1
= 160 (mm)
Vận tốc vòng của đai : v
1
= π .d
1
.n
đc
/(60000) = π .160 . 2935 /(60000)
= 24,59[m/s]
Ta thấy : v
1
< 25 [m/s] thoả mãn điều kiện để ta chọn loại đai thang thường
Tính đường kính bánh đai lớn theo công thức :
d
2
= d
1

.U
đ
.(1 - ε )
8
Thiết Kế Môn Học trang

Với U
đ
:tỉ số truyền của bộ truyền động đai
U
đ
= 1,931
ε : hệ số trượt của dây đai.
Chọn ε = 0,01.
Suy ra : d
2
= 160. 1,931 .(1 - 0,01) = 305,87 [mm].
Theo dẫy tiêu chuẩn của đường kính bánh đai ta chọn : d
2
=315 [mm].
Từ giá trò của đường kính bánh đai lớn ở trên ta tính được tỉ số truyền thực tế
của bộ truyền đai :
U
đtt
= d
2
/[d
1
.(1 - ε )] = 1,99
Với tỉ số truyền thực tế vừa tính được ở trên ta đi nghiệm lại mức độ sai lệch

của tỉ số truyền :
∆U = (U
đtt
- U
đ
)/ U
đ
=0,059
Suy ra ∆U = 3,06 %.
2.2. Xác đònh khoảng cách trục a:
Khoảng cách trục a được lựa chọn thông qua tỉ số truyền U
đ
và đường kính bánh
đai lớn d
2
, được cho trong bảng 4-14:
U
đ
1 2 3 4 5 ≥6
a/d
2
1,5 1,2 1,0 0,95 0,9 0,85
Ta thấy tỉ số truyền U
đ
= 1,931 không trùng với các giá trò đã cho trong bảng
nên ta phải sử dụng phương pháp nội suy để tiùnh được giá trò a cần tìm:
Tỉ số : a/d
2
= 1,2 + (2 - 1,931).(1,5 - 1,2) = 1,2207
Suy ra a = 1,2207 . 315 = 384,52 [mm].

Tuy vậy khoảng cách trục a đã tính được ở trên cần phải thoả mãn điều kiện
là :
0,55(d
1
+ d
2
) + h ≤ a ≤ 2(d
1
+ d
2
)
⇔ 0,55(160 + 315) + 8 ≤ 384,52 ≤ 2(160 + 315)
9
Thiết Kế Môn Học trang

⇔ 269,25 ≤ 384,52 ≤ 950 .
Ta thấy điều kiện trên đã được thoả mãn.
2.3. Xác đònh chiều dài dây đai :
Áp dụng công thức :
l = 2a + π( d
1
+ d
2
)/2 + (d
2
- d
1
)
2
/ (4a)

Suy ra : l = 1530 [mm].
Dựa vào dãy tiêu chuẩn chiều dài l của dây đai ta chọn được :
l = 1600 [mm].
Kiểm nghiệm tuổi thọ dây đai :
Áp dụng công thức : i = v
1
/ l ≤ [i
max
] = 10
Ta thấy i = 24,59 . 1000 /1600 = 15,37
Ta thấy với giá trò của l ở trên không thoả mãn điều kiện về tuổi thọ dây đai
nên ta phải chọn giá trò của l lớn hơn .
Dựa vào bảng tiêu chuẩn của l ta chọn được giá trò của l là :
l = 2500 [mm]
Với giá trò mới của chiều dài đai ta phải tính lại khoảng cách trục a:
Áp dụng công thức : a =
(
)
4/8
22
∆−+
λλ
với :λ = l - π(d
1
+ d
2
) / 2 = 2500 - π (160 + 315 ) / 2 = 1753.87
∆ = (d
2
- d

1
)/ 2 = 155
Suy ra : a = 863 [mm].
2.4.Tính góc ôm của dây đai (α
1
) trên bánh nhỏ:
Áp dụng công thức : α
1
= 180
0
- ( d
2
- d
1
)57
0
/ a = 180
0
- (315 - 160 )57
0
/ 863
Suy ra : α
1
= 169,76
0
.
Ta thấy α
1
thoả mãn điều kiện α
1

≥ 120
0
.
10
Thiết Kế Môn Học trang

3.Xác đònh số dây đai Z:
Số dây đai Z được tính theo công thức :
Z = P
1
.K
đ
/ ([P
0
].C
α
.C
l
.C
u
.C
z
)
Trong đó :
-P
1
:Công suất trên trục bánh đai chủ động, P
1
= 7,5 [KW].
-K

đ
:Hệ số tải trọng động ,tra bảng ta có K
đ
= 1,5.
-[P
0
] công suất cho phép ,KW,xác đònh bằng thực nghiệm ứng với :bộ truyền có
số đai Z = 1,chiều dài l
0
,tỉ số truyền U
đ
= 1 và tải trọng tónh.Trò số của [P
0
]ta tra
được trong bảng 4.19 đồng thời ta sử dụng phương pháp nội suy ta sẽ tính được
giá trò của [P
0
] cần thiết cho bộ truyền ta đang thiết kế.
[P
0
] = 3,78 +
5
78,309,4
−
(24,59 - 20) =4,065.
- C
α

:Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α
1

, C
α
được tính theo công thức:
C
α
= 1 - 0,0025
(
180
0
- α
1

)
với α
1
∈ ( 150
0
,180
0
).
Suy ra : C
α
= 1 - 0,0025( 180
0
- 169,76 )
C
α

= 0,975
- C

l
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai,trò số của C
l
phụ thuộc vào tỉ số
giữa chiều dài đai của bộ truyền đang xét l và chiều dài đai l
0
lấy làm thí
nghiệm:
Ta có : l = 2500[mm]
l
0
= 1700[mm].
Suy ra : l / l
0
=1,47
Tra bảng 4.16 đồn thời sử dụng phương pháp nội suy ta có :
C
l
= 1,07 +
2,0
07,11,1
−
( 1,47 - 1,4) =1,085
C
u
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ,ta thấy C
u
tăng sẽ làm tăng đường
kính bánh đai lớn ,do đó đai ít bò uốn hơn khi tiếp xúc với bánh đai này.Tra
bảng và sử dụng phương pháp nội suy ta có:

11
Thiết Kế Môn Học trang

C
u
= 1,12 +
4,0
12,113,1
−
(1,931 - 1,8) = 1,123
- C
z
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây
đai.Khi tính C
z
có thể dựa vào tỉ số: P
1
/ [P
0
] =Z' = 7,5 / 4,065 = 1,8
Tra bảng ta có : C
z
= 1.
Suy ra :
Z =
1.123,1.085,1.975,0.065,4
5,1.5,7
= 2,33.
Ta thấy số dây đai Z phải nguyên ,đồng thời phải đủ số dây đai để đủ bền nên
ta sẽ làm tròn lên.Vậy số dây đai sẽ là : Z = 3.

4.Xác đònh kính thước của bánh đai:
- Xác đònh chiều rộng bánh đai B:
ϕ
B
d
Da
Áp dụng công thức: B = (Z - 1 )t + 2e Với đai thang thường tiết diện loại A có :
t = 15[mm], e = 10[mm] , h
0
= 3,3[mm]
Suy ra : B = (3 - 1 ).15 - 2.10 = 50 [mm].
- Xác đònh đường kính ngoài d
a
của bánh đai:
Áp dụng công thức :
d
a
= d + 2h
0

Suy ra : d
a1
= 160 + 2.3,3 = 166,6 [mm]
12
Thiết Kế Môn Học trang

d
a2
= 315 + 2.3,3 = 321,6 [mm]
5. Xác đònh lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

- Lực căng ban đầu F
0
được tính như sau:
F
0
= 780P
1
.K
đ
/(v
1
.C
α
.Z) + F
v
Trong đó F
v
là lực căng do lực li tâm sinh ra : F
v
= q
m
.v
2

Với : q
m
khối lượng của 1m chiều dài dây đai,dây đai thường tiết diện loại A có
:
q
m

= 0,105[kg/m]
Suy ra : F
v
= 0,105.(24,59)
2
= 63,5 [N]
Vậy : F
0
= 780 . 6,121 .1,5 / ( 24,59 . 0,975.3 ) + 63,5 = 163,07 [N].
-Lực tác dụng lên trục bánh đai được xác đònh theo công thức :
F
r
= 2F
0
. Z .Sin(α
1
/ 2)
= 2 . 163,07 . 3 .Sin(169,76
0
/ 2)
=974,55 [N]

Phần II - Thiết Kế Bộ Truyền Động Bánh Răng Trong HGT
I.Chỉ Tiêu Thiết Kế Và Thứ Tự Thiết Kế
1.Chọn chỉ tiêu
13
Thiết Kế Môn Học trang

Truyền động bánh răng dùng để truyền chuyển động giữa các trục,thông
thường có kèm theo sự thay đổi về trò số và chiều của vận tốc hoặc mômen.

Tùy theo vò trí tương đối giữa các trục mà ta phân ra :
-Truyền động bánh răng trụ(răng thẳng ,răng nghiêng,răng chữ V ...) để
truyền chuyển động giữa các trục song song.
-Truyền động bánh răng côn (răng thẳng,răng nghiêng,răng chữ V ...) dùng
để truyền chuyển động giữa các trục giao nhau.
Ở đây ta thiết kế hộp giảm tốc đồng trục với cặp bánh răng thẳng dùng cho cấp
chậm và cặp bánh răng nghiêng dùng cho cấp nhanh.
Do các bánh răng trong hộp giảm tốc có ngâm dầu nên dạng phá hỏng chính
là tróc rỗ bề mặt răng và gẫy răng.Đó là các phá hỏng mỏi do tác dụng lâu dài
của ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn thay đổi có chu kì gây nên.Ngoài ra còn
có thể bò biến dạng dư ,gây dòn lớp bề mặt hoặc phá hỏng tónh ở chân răng do
quá tải.Vì vậy chỉ tiêu thiết kế là chỉ tiêu sức bền tiếp xúc và sức bền uốn.Sau
khi thiết kế xong cần kiểm nghiệm lại điều kiện bền : khi tiếp xúc,uốn và khi
quá tải.
2.Trình tự thiết kế
-Chọn vật liệu
-Xác đònh ứng suất cho phép
-Tính sơ bộ một kích thước cơ bản của bộ truyền động bánh răng ,trên cơ sở đó
xác đònh các yếu tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến
hành kiểm nghiệm răng về độ bền khi tiếp xúc,uốn và quá tải.
-Xác đònh các kích thước hình học của bộ truyền.
Trên đây là thứ tự các bước thiết kế chung nhất cho các bộ truyền.Khi ta thiết
kế HGT đồng trục gồm có cấp chậm và cấp nhanh thì ta phải thiết kế cho cấp
chậm trước,cấp nhanh sau.
II. Các Bước Thiết Kế Cho Bộ Truyền Hộp Giảm Tốc Đồng Trục.
A.Thiết Kế Cặp Bánh Răng Cấp Chậm Của HGT
1.Chọn vật liệu
14
Thiết Kế Môn Học trang

-Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế
chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng.
-Thép để chế tạo bánh răng được chia làm hai nhóm khác nhau về công nghệ
cắt răng,nhiệt luyện và khả năng chạy mòn :
-Nhóm I: có độ rắn HB ≤ 350 ,bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải
thiện.Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện,đồng
thời nhờ vậy bộ truyền có khả năng chạy mòn.
-Nhóm II có độ rắn HB > 350 ,bánh răng thường được tôi thể tích ,tôi bề
mặt,thấm Cácbon,thấm Nitơ ...
Do bộ truyền ta thiết kế có tải nhỏ (P
r
= 6,5 KW) nên ta chọn vật liệu nhóm
I,bên cạnh đó để cho hai bánh có độ bền mỏi là ngang nhau ,ta chọn vật liệu
làm bánh răng nhỏ có độ cứng lớn hơn vật liệu làm bánh răng lớn từ 10 đến 15
đơn vò B . Tra bảng 6.1 ta chọn vật liệu làm bánh răng cấp chậm là :
Thép 40X được tôi cải thiện có độ rắn HB từ 230 đến 260.
Chọn độ rắn cho bánh 1: HB
1
= 250.
Chọn độ rắn cho bánh 2: HB
2
= 235.
2.Đònh ứng suất cho phép và ứng suất quá tải cho phép
a.Xác đònh ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác đònh
theo công thức :

[σ
H
] = (σ
o
Hlim
/ S
H
) Z
R
Z
v
K
xH
K
HL
[σ
F
] = (σ
o
Flim
/ S
F
) Y
R
Y
S
K
xF
K
FC

K
FL

Trong đó :
- Z
R
:hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc.
- Z
v
:hệ số xét đến ảnh của vận tốc vòng.
- K
xH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
- Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
15
Thiết Kế Môn Học trang

- Y
S
: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất,được xác
đònh như sau:
Y
S
= 1,08 - 0,0695ln(m).
Trong đó m là môđun [mm].
- K
xF
: Hệ số xét đến kích thước răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Khi tính toán thiết kế sơ bộ ta lấy :
Z
R
Z
v
K
xH
= 1
Y
R
Y
S
K
xF
= 1
- σ
o
Hlim
và σ
o
Flim
:lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu trình cơ sở . Tra bảng ta có :
σ
o
Hlim1
= 2HB
1
+ 70 = 570 [MPa]
σ

o
Hlim2
= 2HB
2
+ 70 = 540 [MPa]
σ
o
Flim1
= 1,8HB
1
= 450 [MPa]
σ
o
Flim2
= 1,8HB
2
= 423 [MPa]
- S
H
, S
F
:Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn,tra bảng ta có:
S
H
= 1,1
S
F
= 1,75
- K
FC

:Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.Do đặt tải hai phía nên ta có : K
FC
= 0,7
- K
HL
, K
FL
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền.Được xác đònh theo công thức :
K
HL
=
H
m
HEHO
NN /

K
FL
=
F
m
FEFO
NN /

với : m
H
, m
F
:bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.Khi độ rắn

mặt răng
≤
350 HB thì : m
H
= 6 , m
F
= 6.
16
Thiết Kế Môn Học trang

- N
HO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.Được tính theo
công thức:
N
H0
=30
4,2
HB
H
với H
HB
: độ rắn Brinen
Suy ra : N
H01
= 30 . 250
2,4
= 17067789
N
H02

= 30 . 235
2,4
= 14712420
- N
F0
:Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ,ta có:
N
F0
= 4 . 10
6
đối với tất cả các loại thép.
- N
HE
,N
FE
:Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Khi bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc,N
HE
,N
FE
được tính theo
công thức:
N
HE
= 60c∑( T
i
/ T
max
)
3

n
i
t
i
N
FE
= 60c∑( T
i
/ T
max
)
m
F
n
i
t
i
Với c :số lần ăn khớp trong một vòng,ta co c = 1.
- n
i
,T
i
,t
i
:Lần lượt là số vòng quay,mômen xoắn ,tổng số giờ làm việc ở chế độ
thứ i.Từ sơ đồ tải trọng ta có:
N
HE1
= 60 (

0,4 + 0,8
3
. 0,3 + 0,5
3
. 0,3). 380 . 15000 = 202156200
N
HE2
= 60 (

0,4 + 0,8
3
. 0,3 + 0,5
3
. 0,3). 95 . 15000 = 50539050
Ta thấy N
HE1
, N
HE2
đều lớn hơn N
H01
, N
H02
khi đó ta chọn:
N
HE1
= N
H01
N
HE2
= N

H01

Suy ra :K
HL1
= 1
K
HL2
= 1
Tương tự ta có:
17
Thiết Kế Môn Học trang

N
HF1
= 60 (

0,4 + 0,8
6
. 0,3 + 0,5
6
. 0,3). 380 . 15000 = 165299099
N
FE2
= 60 (

0,4 + 0,8
6
. 0,3 + 0,5
6
. 0,3). 95 . 15000 = 41324774

Ta thấy N
FE1
,N
FE2
đều lớn hơn N
F0
,ta cũng chọn
N
FE1
= N
F0

N
FE2
= N
F0
Suy ra : K
FL1
= 1
K
FL2
= 1
Thay vào trên ta tính được :
[σ
H1
] = 570 . 1 /1,1 = 518,2 [MPa]
[σ
H2
] = 540 . 1 / 1,1 = 491 [MPa]
[σ

F1
] = 450 . 1 / 1,75 = 257 [MPa]
[σ
F2]
= 423 . 1 /1,75 = 247 [MPa]
Đối với cấp chậm của hộp giảm tốc cặp bánh răng ăn khớp là cặp bánh răng
thẳng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép sẽ là :
[σ
H
] = 491 [MPa]
b.Xác đònh ứng suất cho phép khi quá tải
Với vật liệu làm bánh răng là thép 40X tôi cải thiện :
-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải sẽ là :
[σ
H
]
max
= 2,8 . σ
ch
= 2,8 . 550 = 1540 [MPa]
-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải sẽ là :
[σ
F
]
max
= 0,8 . σ
ch
= 0,8 . 550 = 440 [MPa]
3.Xác đònh các thông số của bộ truyền
Cấp chậm của HGT ta thiết kế cặp bánh răng thẳng có:

Tỉ số truyền U
2
= 4
18
Thiết Kế Môn Học trang

Vận tốc vòng : n
1
= n
II
= 380 [v/f]
n
2
= n
III
= 95 [v/f]
Ta thấy đối với HGT thông số cơ bản là khoảng cánh trục a
w

Ta có :
a
w
= K
a
( U + 1 )
3
2
1
][
baH

H
U
KT
Ψ
σ
β
Trong đó:
- K
a
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
Tra bảng ta có K
a
= 50
- Ψ
ba
:Hệ số chiều rộng vành răng,hệ số này phụ thuộc vào các yếu tố:
-Tải bộ truyền
-Vò trí bánh răng so với ổ
Tra bảng ta chọn : Ψ
ba
= 0,4
- K
H
β
: Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc , K
H
β

phụ thuộc vào :

-Ψ
bd
:Hệ số chiều rộng tương đối bánh răng , Ψ
bd
= b
w
/ d
w
-Độ cứng mặt răng
-Sơ đồ bố trí bộ truyền
Ψ
bd
còn được xác đònh theo công thức : Ψ
bd
= 0,53 . Ψ
ba
. ( U + 1 ) =1,06
U :tỉ số truyền
Tra bảng ta được : Với cấp chậm có K
H
β
= 1,11
Với cấp nhanh có K
H
β

= 1,07
- T
1
:Mômen xoắn trên bánh chủ động [Nmm]

đối với cấp chậm có T
1
= T
II
= 138934,9 [Nmm]
Suy ra :
a
w2
= 184,17 [mm]
4.Xác đònh thông số ăn khớp
Ta có : m = ( 0,01 ÷ 0,02 ) a
w

Suy ra : m
2
= ( 0,01 ÷ 0,02 ). 184,17 = 1,8417 ÷ 3,6834 [mm]
19
Thiết Kế Môn Học trang

Đối với cặp ăn khớp bánh răng giá rrò của môdun m được tiêu chuẩn hoá, tra
bảng ta chọn : m
2
= 2 [mm]
Khi đó số răng của các bánh răng sẽ là :
Z
1
=
)1(
2
22

2
+
Um
a
w
= 36,83
Vì số răng Z
1
phải là số nguyên nên ta chọn Z
1
= 37
Suy ra : Z
2
= U
2
. Z
1
= 37 . 4 = 148
Ta tính lại tỉ số truyền thực tế của cấp chậm:
U
m2
= Z
2
/ Z
1
= 4
Ta thấy U
m2
= U
2

Ta tính lại khoảng cách trục :
a
w2
= 0,5 . m
2
( Z
1
+ Z
2
) = 185 [mm]
Thông số của bộ truyền cặp cấp chậm ( cặp bánh răng thẳng ) :
Thông số Kí hiêïu Công thức tính
Khoảng cách trục chia a a = 0,5m( Z
1
+ Z
2
) = 185 [mm]
Khoảng cách trục a
w
a
w
= a = 185 [mm]
Đường kính chia d d
1
= mZ
1
= 74 [mm]
d
2
= mZ

2
= 296 [mm]
Đường kính lăn d
w
d
w1
= d
1
+ [2y / ( Z
1
+ Z
2
)]d
1
= 74
[mm]
d
w2
= d
2
+ [2y / ( Z
1
+ Z
2
)]d
2

=296[mm]
Đường kính đỉnh răng d
a

d
a1
= d
1
+ 2( 1 + x
1
- ∆y )m = 78 [mm]
d
a2
= d
2
+ 2( 1 + x
1
- ∆y )m = 300
[mm]
Đường kính đáy răng d
f
d
f1
= d
1
- (2,5 - 2x
1
)m = 69 [mm]
d
f2
= d
2
- (2,5 - 2x
2

)m = 291 [mm]
Đường kính cơ sở d
b
d
b1
= d
1
. cosα = 74.cos20
0

= 69,54[mm]
d
b2
= d
2
. cosα =296.cos20
0
= 278,15 [mm]
Góc prôfin gốc
α
Theo TCVN 1065-71 ,α = 20
0
Góc prôfin răng α
t
α
t
= arctg(tgα / cosβ) = α =20
0
Góc ăn khớp α
tw

α
tw
= arccos(acosα
t
/ a
w
) = α = 20
0
Tổng hệ số dòch chỉnh
( ăn khớp ngoài )
x
t
x
t
= 0
Hiệu hệ số dòch chỉnh
( ăn khớp trong )
x
h
x
h
= 0
20
Thiết Kế Môn Học trang

Hệ số trùng khớp ngang
ε
α
ε
α

= [1,88 - 3,2(1/Z
1
+ 1/Z
2
)] = 1,772
5. Kiểm nghiệm răng theo sức bền tiếp xúc
Áp dụng công thức :
σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε

( )
( )
2
1
/12
wwH
UdbUKT
+
≤ [σ
H
]
Trong đó :
-Z
M

:Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu của các cặp bánh răng ăn khớp,tra
bảng ta có: Z
M
= 274
-Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
twb
αβ
2sin/cos2
Với :β
b
:góc nghiêng của răng trên trụ cơ sở
tgβ
b
= cosα
t
. tgβ

= 0
Suy ra : β
b
= 0
0

Vậy : Z
H

=
0
40sin/2
= 1,764
- Z
ε
:Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,xác đònh như sau :
Z
ε
=
3/)4(
α
ε
−
với ε
α
= 1,772
Suy ra Z
ε

= 0,862
- K
H
:Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
β
K

H
α
K
Hv
- K
H
β
= 1,11
- K
H
α
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng ăn
khớp,đôi với cặp bánh răng thẳng của cấp chậm thì K
H
α
= 1
- K
Hv
:Hệ so ákể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,trò số của
K
Hv
được xác đònh theo công thức :
K
Hv
= 1 +
αβ
ν
HH
wwH
KKT

db
1
1
2
Trong đó : ν
H
= δ
H
g
0
v
ua
w
/
Với :v - vận tốc vòng bánh nhỏ
21
Thiết Kế Môn Học trang

v = πd
w1
n
1
/60000 = 3,14 . 74 . 380 / 60000 = 1,472 [m/s]
Tra bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng :cấp chính xác 9
- δ
H
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ,tra bảng 6.15 ta được:
δ
H
= 0,004

- g
0
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 ,tra bảng
6.16 ta được : g
0
= 73
Thay vào ta được : : ν
H
= 0,004 . 73 . 1,472
4/185
= 2,923
Suy ra : K
Hv
= 1 +
1.11,1.9,138934.2
74.74.923,2
= 1,052
K
H
= 1,11 . 1 . 1,052 = 1,168
Vậy ta tính được : : σ
H
= 274 . 1,764 . 0,862
( )
2
74.4.74/5.168,1.9,138934.2
= 416,875 [MPa]
Ta có [σ
H
] = 491

Vậy ta thấy cặp bánh răng cấp chậm thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
6.Kiểm nghiệm răng theo sức bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
được vượt quá một giá trò cho phép .
σ
F1
= 2T
1
K
F
Y
ε
Y
β
Y
F1
/ ( b
w
. d
w1
. m ) ≤ [σ
F1
]
Với :
-T
1
:Mômen xoắn trên bánh chủ động, T
1
= 138934,9 [Nmm]
-m : môđun , m = 2 [mm]

- b
w
: chiều rộng vành răng , b
w
= 74 [mm]
- d
w1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động , d
w1
= 74 [mm]
- Y
ε
= 1 / ε
α

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, ε
α
: hệ số trùng khớp ngang,
ε
α
= 1,772
22
Thiết Kế Môn Học trang

Suy ra : Y
ε
= 1 / 1,772 = 0,564
- Y
β
= 1 - β / 140 :Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.Răng thẳng có β = 0

Suy ra : Y
β
= 1
- Y
F1
, Y
F2
:Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2.Phụ thuộc vào số răng tương
đương ( Z
v1
= Z
1
/ cos
3
β = 37 , Z
v2
= Z
2
/ cos
3
β = 148),và hệ số dòch chỉnh.
Tra bảng 6.18 va sử dụng phương pháp nội suy ta được: Y
F1
= 3,77
Y
F2
= 3,6
- K
F2
:Hệ số tải trọng khi tính về uốn.

K
F
= K
F
β
K
F
α
K
Fv
Với :
- K
F
β
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng khi tính sức bền uốn tra
bảng ta có : K
F
β
= 1,23
- K
F
α
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn,đối với cặp bánh răng thẳng thì : K
F
α
= 1
- K
Fv
:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

uốn
K
Fv
= 1 +
αβ
ν
FF
wwF
KKT
db
1
1
2

Trong đó :
ν
F
= δ
F
g
0
v
ua
w
/
Với - δ
F
= 0,011
- g
0

= 73
- v = 1,472 [m/s]
Suy ra : ν
F
= 8,04
Thay lên ta có : K
Fv
= 1 +
1.23,1.9,138934.2
74.74.04,8
= 1,13
23
Thiết Kế Môn Học trang

Vậy : K
F
= 1,23 . 1 . 1.13 = 1.38
Thay lại trên ta được : σ
F1
= 2.138934,9 . 1,38 . 0,564 . 1 . 3,77 / ( 74 . 74 . 2 )
= 74,45 [MPa]
Áp dụng công thức :
σ
F2
= σ
F1
. Y
F2
/ Y
F1

= 71 [MPa]
Ta có : [σ
F1
] = 257 [MPa]
[σ
F2
] = 247 [MPa]
Ta thấy thỏa mãn điều kiện bền uốn.
7.Kiểm nghiệm điều kiện bền khi quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bò quá tải ( thí dụ khi mở máy,hãm máy...)
Với hệ số quá tải : K
qt
= T
max
/ T = 1,9
Trong đó : T mômen xoắn danh nghóa
T
max
:mômen xoắn quá tải
Vì vậy ta cần phải kiểm nghiệm về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại
và ứng suất uốn cực đại .
- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại
σ
Hmax
không được vượt quá một giá trò cho phép:
σ
Hmax
= σ
H
qt

K

≤

[σ
H
]
max
σ
Hmax
= 416,875
9,1
= 574,622 [MPa]
[σ
H
]
max
= 1540 [MPa]
Thỏa mãn điều kiện : σ
Hmax
≤

[σ
H
]
max
- Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tónh mặt lượn chân răng,
ứng suất uốn cực đại

σ

Fmax
tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá
trò cho phép .
24
Thiết Kế Môn Học trang

σ
Fmax
=σ
F
. K
qt
≤ [σ
F
]
max

σ
F1max
= σ
F1
. K
qt
= 74,45 .1,9 = 141,455 [MPa]
σ
F2max
= σ
F2
. K
qt

= 71 .1,9 = 134,9 [MPa]
Với cặp bánh răng cấp chậm có : [σ
F
]
max
= 440 [MPa] thì điều kiện bền uốn khi
quá tải được thỏa mãn.
B.Thiết Kế Cấp Nhanh Của HGT
Cấp nhanh của HGT là cặp bánh răng tru răng nghiêng
Do đây là HGT đồng trục nên cấp nhanh có : a
w1
= a
w2
= 185 [mm]
và có U
1
= U
2
= 4
1. Chọn vật liệu
- Do HGT là đồng trục nên ta chọn vật liệu cấp nhanh như của cấp chậm , vật
liệu là thép 40X được tôi cải thiện
2.Đònh ứng suất cho phép,ứng suất quá tải cho phép
a.Đònh ứng suất cho phép
Vật liệu hai cấp là như nhau,theo tính toán ở trên ta có:
[σ
H1
] = 518,2 [MPa]
[σ
H2

] = 491 [MPa]
[σ
F1
] = 257 [MPa]
[σ
F2
] = 247 [MPa]
Với cấp nhanh HGT là cặp bánh răng nghiêng nên ta có :
[σ
H
] = ( [σ
H1
] + [σ
H2
] ) / 2 = 504,6 [MPa]
Ta thấy điều kiện : [σ
H
] ≤ 1,25 [σ
H2
] thỏa mãn
b. Xác đònh ứng suất cho phép khi quá tải
Với vật liệu làm bánh răng là thép 40X tôi cải thiện :
25