Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp khai triển

TRƯỜNG ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CƠNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ
BỘ MƠN: THIẾT KẾ CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG DÙNG CHO BĂNG TẢI

Sinh viên thực hiện: Trịnh Hoàng Long MSSV: K185520103024
Hoàng Nhật Long MSSV: K185520103023

1


TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] - Tính tốn hệ dẫn động cơ khí - tập I – PGS.TS Trịnh Chất, TS Lê Văn Uyển,
NXB Giáo dục, 1999
[2] - Tính tốn hệ dẫn động cơ khí - tập II – PGS.TS Trịnh Chất, TS Lê Văn Uyển,
NXB Giáo dục, 1999
[3] - Hướng dẫn đồ án chi tiết máy 2013- Vũ Ngọc Pi, Nguyễn Văn Dự
[4] – Dung sai va lắp ghép – PGS.TS Ninh Đức Tốn. NXB Giáo dục

2


MỤC LỤC
Trang
PHẦN I.TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1. Chọn động cơ điện..............................................................................................5
1.2.Phân phối tỉ số truyền..........................................................................................9
1.3.Xác định thông số trên các trục.........................................................................10
PHẦN II.THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

2.1. Tính tốn thiết kế bộ truyền đai.......................................................................12
2.2. Thiết kế bộ truyền bánh rănh cấp nhanh.........................................................18
2.3. Thiết kế bộ truyền bánh rănh cấp chậm...........................................................34

2.4. Điều kiện bôi trơn.............................................................................................49
2.5.Kiểm tra các điều kiện chạm trục.....................................................................50
PHẦN III.THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
3.1. Tính thiết kế trục................................................................................................53
3.2. Tính kiểm nghiệm các trục...............................................................................75
3.2. Tính chọn then...................................................................................................87

PHẦN IV.TÍNH THIẾT KẾ Ổ ĐỠ TRỤC
4.1.Tính chọn ổ lăn cho trục I..................................................................................97
4.2.Tính chọn ổ lăn cho trục II..............................................................................101
3


4.3.Tính chọn ổ lăn cho trục III.............................................................................105
4.4.Tính chọn khớp nối..........................................................................................109
PHẦN V.THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC
5.1.Chọn bề mặt lắp ghép và thân.........................................................................113
5.2.Xác định các kích thước cơ bản của vỏ..........................................................113
5.3.Vịng phớt.........................................................................................................120
5.4. Vịng chắn dầu.................................................................................................120
5.5. Nút thơng hơi...................................................................................................121
5.6. Que thăm dầu...................................................................................................122
5.7. Nút tháo dầu.....................................................................................................122
5.8.Cửa thăm...........................................................................................................123
5.9. Chốt định vị.....................................................................................................124
5.10. Chọn dầu mỡ bôi trơn hộp giảm tốc............................................................125

5.11.Chọn dầu mỡ bôi trơn cho ổ lăn....................................................................126

4


PHẦN I. TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1. Chọn động cơ điện
1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ điện.
Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cần
chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất vừa đảm bảo yếu tố kinh tế và vừa đảm
bảo yếu tố kỹ thuật. Dưới đây là 1 vài loại động cơ thường gặp.
+ Động cơ điện một chiều: Loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi
tỷ số của mơmen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm
và đảo chiều dễ dàng. Nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm
và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các
thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm…
+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại đồng bộ và khơng đồng bộ.
- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có
nhược điểm là thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị để khởi
động động cơ. Do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (trên
100KW) và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số khơng đổi của vận tốc góc.
Động cơ ba pha không đồng bộ: gồm 2 kiểu rô to dây cuốn với rơto lồng sóc.
- Động cơ ba pha khơng đồng bộ rơto lồng sóc có ưu điểm là kết cấu đơn
giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu quả thấp (cos thấp) so với động cơ ba
pha đồng bộ, không điều chỉnh vận tốc.
Từ những ưu nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc thì chọn
“Động cơ ba pha khơng đồng bộ rơ to lồng sóc”.
1.1.2 .Chọn cơng suất động cơ
Cơng suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ - đảm bảo cho khi
động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, điều kiện

sau phải thoả mãn:
(KW) theo công thức (2.19)[1]
5


Trong đó:
: Cơng suất định mức của động cơ.
: Cơng suất đẳng trị trên trục động cơ.
Xác định công suất đẳng trị trên trục động cơ:
Động cơ làm việc với chế độ tải không đổi nên :
Với: Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ
(KW)
Trong đó :
: Cơng suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.
: Hiệu suất chung của tồn hệ thống.
Ta có :
(KW)
Với :Ft :Lực vịng trên trục cơng tác (N);
v: Vận tốc vịng của băng tải (m/s).
Theo cơng thức 2.9[1] ta có hiệu suất truyền động:
(m là số cặp bánh răng trụ, n là số cặp ổ lăn, l là số khớp nối, k là số bộ truyền đai).
Tra bảng 2.3[1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ:
: Hiệu suất bộ truyền bánh răng( che kín )
: Hiệu suất các cặp ổ lăn
: Hiệu suất khớp nối.
Vậy ta xác định được :

6

Thay vào công thức (2.19)[1] ta được:

(KW)

1.1.3 Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác
định theo cơng thức:
Trong đó:
f - tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50 Hz);
p - số đôi cực từ; p = 1; 2; 3; 4; 5; 6.
Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600
và 500 v/ph. Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khn khổ và giá
thành của động cơ càng tăng (vì số đơi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số
vịng cao lại u cầu giảm tốc nhiều hơn,tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng,
dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên. Do vậy, trong các hệ
dân động cơ khí nói chung, nếu khơng có u cầu gì đặc biệt, hầu như,các động cơ
có số vịng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 (v/ph) (tương ứng số vòng quay có kể
đến sự trượt 3% là 1455 và 970 v/ph.
 Tính số vịng quay của trục cơng tác:
Vì hệ dẫn động băng tải, ta có số vịng quay của trục cơng tác theo cơng thức
(2.16)[1] là :
(v/ph)
Trong đó: v - vận tốc vịng băng tải (m/s)
D - đường kính tang quay (mm)
 Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
=
Ta có:
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp:
Tỉ số truyền của bộ truyền đai:

7


Tỉ số truyền nên dùng của hệ thống:

Vậy ta xác định được số vòng quay nên dùng của động cơ:
Vậy ta chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là : = 1500 (v/ph)
1.1.4 Chọn động cơ thực tế
Động cơ được chọn phải thỏa mãn :
(KW)
(v/ph)
Tra bảng P1.3[1] ta chọn động cơ 4A có các thơng số kĩ thuật của động cơ như sau:
Kiểu động cơ

Công suất
(KW)

4A132M4Y3

11

Vận tốc quay
(V/ph)

Cos

(%)

1458

0,87

87,5

2,2

2

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, kiểm tra quá tải cho động cơ
1.1.5.1. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất máy đủ lớn để thắng sức ỳ của
hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ:
Trong đó: Cơng suất mở máy của động cơ:
Với:
(KW).
là hệ số mở máy của động cơ.
Nên (KW)
Công suất cản ban đầu trên trục động cơ:
Với : (KW).

8


là hệ số cản ban đầu.
Nên (KW)
Vậy (KW) > (KW)
Động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy.
1.1.5.2. Kiểm tra quá tải cho động cơ
Với tải trọng không đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ.
1.2.Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền (TST) chung của toàn bộ hệ thống đc xác định theo cơng thức:
Trong đó:
(v/ph) : số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph);
(v/ph): số vịng quay của trục cơng tác (v/ph);
Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp:
Trong đó:
: Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp;
: Tỉ số truyền của hộp giảm tốc;
1.2.1 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có:
= = 1,952,39
Chọn: = = 2
1.2.2 Tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển:
Trong đó:
, là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và chậm.
: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh;
: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp chậm;
Tỉ số truyền của hộp cũng có thể phân theo hàm đa mục tiêu với thứ tự ưu tiên
các hàm đơn mục tiêu sau : khối lượng các bộ truyền , mơ men qn tính thu gọn
và thể tích các bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất ; khi này tỉ số truyền các cấp có thể
cấp có thể tính theo cơng thức(1.22)[3]:
u1=
9


Khi đó :
1.3.Xác định thơng số trên các trục
1.3.1.Xác định công suất trên các trục:
Công suất danh nghĩa trên các trục được xác định theo cơng thức:

1.3.2.Tính số vịng quay của các trục:
- Tốc độ quay của trục I :
-Tốc độ quay của trục II :
-Tốc độ quay của trục III :
-Tốc độ quay của trục IV (trục công tác) :
1.3.3.Momen trên các trục:
Áp dụng cơng thức:
Tính tốn Momen xoắn trên các trục:
Momen xoắn trên trục I:
Momen xoắn trên trục II:
Momen xoắn trên trục III:
10


Momen xoắn trên trục cơng tác:
. Bảng số liệu tính tốn:

1.3.4

Trục
Cơng
suất
(KW)
Tỉ
số
truyền
Số vịng
quay
(v/ph)

Động cơ
7,8

I

II

III

Cơng tác

7,34

7,05

6,77

6,7

2
1458

5,89
729

3,24
123,77

1

38,2

Mơmen
(N.mm)

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
2.1. Tính tốn thiết kế bộ truyền đai
2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện dây đai
• Các loại đai thường dùng trong hệ thống dẫn động cơ khí :
- Đai dẹt

11

38,2


Thường dùng các loại vật liệu: sợi tổng hợp, vải cao su, sợi bơng, da, sợi len. Tiết
diện đai hình chữ nhật, các kích thước tiết diện gồm chiều rộng đai b, chiều dày đã
được tiêu chuẩn hóa.
Đai dẹt thường được chế tạo dưới dạng băng dài hoặc thành vòng kín. Trường
hợp làm dạng băng dài, khi sử dụng được cắt lấy chiều dài cần thiết và tiến hành
nối lại thành vịng kín (dán, khâu, hoặc nối bằng các chi tiết kim loại). Cần chú ý
chất lượng đầu nối có ảnh hưởng lớn đến sự làm việc của bộ truyền nhất là khi vạn
tốc lớn, khoảng cách trục ngắn.
- Đai thang
Tiết diện ngang hình thang cân, kích thước tiết diện và chiều dài đã được tiêu
chuẩn hóa. Đai thang được chế tạo thành vòng liền nên làm việc ổn định và êm hơn
so với đai dẹt.
Cấu tạo của dây đai thang gồm các phần
+ Lớp sợi vải hoặc lớp sợi bện chịu kéo

+ Lớp vải cao su bọc quanh đai chịu mịn
+ Lớp cao su chịu nén
- Đai hình lược
Tiết diện đai có phần trên dạng chữ nhật bên dưới là các “ răng lược ” gài vào
các rãnh tương ứng của bánh đai. Lớp sợi (sợi vítkozơ, sợi thủy tinh...) là lớp chịu
tải chủ yếu. Dây đai lược được chế tạo thành vịng kín với chiều dài tiêu chuẩn.
Đai lược kết hợp được tính liền khối, dễ uốn của đai dẹt, với khả năng tải lớn
của đai thang (do tiếp xúc trên mặt nghiêng) vì vậy loại đai này có khả năng tải
cao, đường kính bánh đai nhỏ, tỷ số truyền lớn (có thể lên tới 15).
- Đai răng
Đai răng được chế tạo thành vịng kín, mặt cong có các răng hình thang phân bố
đều ăn khớp với các răng trên bánh đai.
Truyền động đai răng kết hợp được các ưu điểm của truyền động đai và truyền
động xích, do đó khả năng tải lớn, làm việc ít trượt (khơng có trượt hình học), tỷ số
12


truyền lớn, lực căng ban đầu nhỏ, mặt khác ít ồn hơn truyền động xích (khe hở ăn
khớp tương đối nhỏ) và khơng địi hỏi bơi trơn. Thơng số quan trọng nhất của đai
răng là mô đun.
Dựa vào ưu, nhược điểm của từng loại đai ta chọn loại đai tiết diện đai hình thang.
Do bề mặt làm việc là hai mặt hai bên tiếp xúc với các rãnh hình thang tương ứng
trên bánh đai, nhờ đó hệ số ma sát giữa đai và bánh đai hình thang lớn hơn so với
đai dẹt và do đó khả năng kéo cũng lớn hơn. Làm việc ổn định, êm hơn đai dẹt. Đai
thường được sử dụng với vận tốc và được sử dụng phổ biến hiện nay.
• Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động (hệ dẫn động băng tải) và
đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ. Dựa vào phần I với = 7,8 (kW) và n =
1458(v/ph) ta chọn loại đai tiết diện hình thang:
Kích thước mặt cắt (mm)
Diện tích

A1(mm2)
bt
b
h
y0
Thang Ƃ
14
17
10,5
4,0
138
Bảng 2.1 Các thơng số cơ bản của đai hình thang ( tra bảng 4.13[1])
Loại đai

Hình 2.1.Cấu tạo đai
• Ta nên chọn đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc được
trong điều kiện môi trường ẩm ướt (vải cao su ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ
ẩm lại có sức bền và tính đàn hồi cao). Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động
có vận tốc cao, cơng suất truyền động nhỏ.
13


2.1.2. Xác định kích thước và thơng số của bộ truyền
2.1.2.1. Đường kính bánh đai nhỏ

Hình 2.2.Cấu tạo bộ truyền đai
Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo tiêu chuẩn: d1 = 140 (mm) (bảng
4.13[1] )
Xác định vận tốc đai:
= 10,69(

Vận tốc nhỏ hơn vận tốc tối đa cho phép (
2.1.2.2. Đường kính bánh đai lớn
Đường kính bánh đai lớn được xác định theo cơng thức (4.2)[1]

Trong đó :
( xác định ở phần I)
hệ số trượt (Chọn )

Chọn theo tiêu chuẩn : d2 = 280 (mm)
14


Tỷ số truyền thực tế :

Ta có sai lệch tỷ số truyền :

Tỷ số truyền thực tế của bánh đai đã chọn thỏa mãn: =(3%÷4%)
2.1.2.3. Xác định khoảng cách trục
Theo bảng 4.14[1] ta chọn sơ bộ khoảng cách trục a:

2.1.2.4. Xác định chiều dài đai
Theo công thức (4.4)[1] ta xác định chiều dài đai l:

Tra bảng 4.13[1] chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn: l = 1400 (mm)
Kiểm nghiệm đai theo cơng thức 4.15[1]:

Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 1400 (mm)
Theo công thức (4.6)[1]:
Trong đó:

Vậy lấy a = 370 (mm)
2.1.2.5. Xác định góc ôm
Theo công thức (4.7)[1] ta xác định góc ôm :
15


(1.21)
Xét điều kiện: Đai đã chọn là đai vải cao su
Vậy thỏa mãn điều kiện trên.
2.1.2.6. Xác định số đai
Theo cơng thức (4.16)[1]:

Trong đó:
cơng suất trên bánh chủ động.
hệ số tải trọng động (tra bảng 4.7[1])
C1 = 0,89 (nội suy) hệ số ảnh hưởng của chiều dài (tra bảng 4.16[1])
hệ số ảnh hưởng của góc ơm (tra bảng 4.15[1])
Cu = 1,125 (nội suy) hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền (tra bảng 4.17[1])
trị số công suất cho phép (tra bảng 4.19 [1] ) (nội suy)
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai (tra bảng 4.18[1])
chọn z = 4
• Xác định chiều rộng bánh đai
Theo công thức (4.17)[1] và bảng 4.21[1] ta xác định:
- Chiều rộng bánh đai B:

- Đường kính ngồi bánh đai da:
+ Đường kính bánh nhỏ:

+ Đường kính bánh lớn:
16

2.1.2.7. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu xác định theo công thức (4.19)[1]:

Trong đó: lực căng do lực li tâm sinh ra.
Tra bảng 4.22[1]⟹
Từ biểu thức (1.12) ⟹
⟹
Lực tác dụng lên trục xác định theo công thức (4.21)[1]:

Thông số

Bánh đai nhỏ

Đường kính
Chiều rộng bánh
đai

B = 82 (mm)

Số đai

Z=4

Góc ơm
Chiều dài đai

l = 1400(mm)

Khoảng cách
trục

a = 336 (mm)

17

Bánh dai lớn


Lực tác dụng
lên trục
Bảng2.2.Thông số bộ truyền đai

2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
2.2.1.Chọn vật liệu
Đây là bước quan trọng trong tính tốn thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ
truyền bánh răng nói riêng.
Hộp giảm tốc được thiết kế có cơng suất nhỏ trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm
I có độ cứng HB  350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ cứng thấp và có thể
cắt
chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chạy mịn tốt và
bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hố hoặc tơi cải thiện.
Do khơng có u cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở
đây chọn vật liệu 2 bánh răng như nhau.
Tra bảng 6.1[1] ta được:
Loại bánh
răng

Nhãn hiệu

thép

Nhiệt luyện

18

Độ rắn

Giới hạn bền Giới hạn chảy
(Mpa)
(Mpa)


Nhỏ

45

Tôi cải thiện

HB1 =250

850

580

Lớn

45

Tôi cải thiện

HB2 =240

850

580

2.2.2. Xác định ứng suất cho phép
Xác định ứng suất cho phép, ta tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất
uốn cho phép
2.2.2.1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức (6.1)[1] :
Trong đó: : Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc.
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy:
: Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở.
Trên bánh răng nhỏ:
Trên bánh răng lớn: + 70
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.
Tra bảng (6.2)[1]:
: Hệ số xét đến tuổi thọ
Theo công thức (6.3)[1]:

(2.19)

: bậc của đường cong mỏi, trường hợp Chọn
:

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Theo công thức (6.5)[1]:
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Theo công thức (6.7)[1]:
19


Trong đó: c: Số lần ăn khớp trong 1 vịng quay (c=1).
n: Số vòng quay trong trong 1 phút.
: Tổng số giờ làm việc.
Bánh răng nhỏ:

Bắt đầu từ NH01 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục
hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc khơng thay đổi. Vì vậy khi tính
ra được NHE1> NHO1, ta lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó KHL1 = 1.

20


Ứng suất tiếp xúc trên bánh nhỏ:
Bánh răng lớn:

Bắt đầu từ NH02 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục
hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc khơng thay đổi. Vì vậy khi tính
ra được NHE2> NHO2, ta lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó KHL2 = 1.
Ứng suất tiếp xúc trên bánh lớn:
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng (bộ truyền bánh răng
nghiêng):
Xét điều kiện: (Công thức (6.12[1] )

→ Thỏa mãn điều kiện
2.2.2.2. Xác định ứng suất uốn cho phép
Ứng suất uốn cho phép được xác định theo cơng thức (6.1)[1] :
Trong đó: : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng.
: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong bước tính tốn thiết kế sơ bộ lấy:
: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải.(Bộ truyền quay 1 chiều )
: Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2[1]:
21


Trên bánh răng nhỏ:
Trên bánh răng lớn:
: Hệ số an tồn khi tính về uốn.
Tra bảng 6.2[1]:
: Hệ số tuổi thọ.
Theo cơng thức (6.4)[1]:
Trong đó: là bậc của đường cong mỏi, trường hợp Chọn
:

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn( với tất cả các loại

thép).
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương( Do bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh nên: )
Bánh răng nhỏ:

Bắt đầu từ NF03 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục
hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc khơng thay đổi. Vì vậy khi tính

ra được NFE1> NFO1, ta lấy NFE1 = NFO1 để tính, do đó KFL1 = 1.
Ứng suất uốn trên bánh nhỏ:
Bánh răng lớn:

Bắt đầu từ NF04 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục
hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc khơng thay đổi. Vì vậy khi tính
ra được NFE2> NFO2, ta lấy NFE2 = NFO2 để tính, do đó KFL2 = 1.
Ứng suất uốn trên bánh lớn:
22


2.2.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải
-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
Với bánh răng sử dụng phương pháp nhiệt luyện tôi cải thiện.
Trường hợp do vậy ta sử dụng cơng thức 6.13[1]:
Tra bảng 6.1[1] ta có:
Bánh răng nhỏ:
Bánh răng lớn:
-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
Trường hợp do vậy ta sử dụng công thức 6.14[1]:
Bánh răng nhỏ:
Bánh răng lớn:
2.2.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
2.2.3.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục , nó được xác định theo
cơng thức (6.15a) [1] :
Trong đó :là hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.
Tra bảng 6.6[1] Sơ đồ khai triển : loại này đơn giản nhưng có nhược điểm là
bánh răng bố trí khơng đối xứng qua ổ , do đó làm tăng sự phân bố khơng đều tải
trọng trong chiều dài răng .

Chọn = 0,3
= 0,5. 0,3.(5,89 +1) = 1,0335
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5[1]: Chọn = 43
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.
Với Tra bảng 6.7[1], sử dụng phương pháp nội suy:
23


Ta được = 1,192 (theo sơ đồ 3)

Chọn
Mànên ta có:
2.2.3.2. Xác định các thông số ăn khớp
a. Xác định Modul:
Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết kế,
sau khi tính được khoảng cách trục có thể thức dựa theo cơng thức (6.17)[1] để
tính mơ đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
m1 = (0,010,02). = (0,010,02).187= 1,873,74 (mm)
Theo bảng 6.8[1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là: m1 = 2 (mm).
b. Xác định số răng:
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
Chọn sơ bộ: ( thường bánh răng nghiêng )
Số răng bánh nhỏ Theo công thức (6.19)[1]:
Lấy Z1 = 26( răng)
Số răng bánh lớn Theo công thức (6.19)[1]
Lấy Z2 = 154(răng)
Số răng tổng:
(răng)

• Tính lại góc nghiêng theo cơng thức (6.32)[1]

� Thỏa mãn:
• Tính tỷ số truyền thực tế:
Xét điều kiện sai lệch tỷ số truyền cho phép:
Chọn aw1 = 187(mm) thỏa mãn.
Vì dịch chỉnh chất lượng ăn khớp được cải thiện rất ít và bánh răng khơng có u
cầu gì thêm nên ta khơng chọn dịch chỉnh .
c.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp nhanh
- Xác định đường kính vịng chia:
24


Bánh răng nhỏ:
Bánh răng lớn:
- Xác định đường kính vịng lăn:
Bánh răng nhỏ:
Bánh răng lớn:
-Xác định đường kính chân răng:
Bánh răng nhỏ:
Bánh răng lớn:
- Xác định đường kính đỉnh răng:
Bánh răng nhỏ:
Bánh răng lớn:
-Xác định đường kính cơ sở:
Với là góc profin gốc theo TCVN 1065-71 lấy ( bảng 6.11[1] ) , ta có:
Bánh răng nhỏ:
Bánh răng lớn:
- Góc profin răng:
- Góc ăn khớp (Bánh răng trụ răng nghiêng khơng dịch chỉnh):

- Chiều rộng vành răng:
2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện
theo cơng thức (6.33)[1]:
Trong đó: T1: Mơmen xoắn trên bánh chủ động.
: Chiều rộng vành răng
: Đường kính vịng lăn bánh chủ động.
ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.50[1] ta được: ZM = 274(MPa1/3)

ZH 
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
25

2Cos  b
Sin 2 tw