Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn dùng cho băng tải

Thuyết minh đồ án chi tiết máy
Page 1
MỤC LỤC
PHẦN I:TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ.......................................5
I. Tính chọn động cơ điện. ......................................................................................................5
4. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:..........................................9
4.1 Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ: .......................................................................9
II. Phân phối tỉ số truyền. ..................................................................................................... 10
III. Xác định các thông số trên các trục.............................................................................. 12
PHẦN 2:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG ........................ 14
I. Thiết kế bộ truyền đai. ...................................................................................................... 14
II. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp. .................................................................. 17
II. Kiểm tra điều kiện bôi trơn, chạm trục và sai số vận tốc............................................ 41
Vậy sai số vận tốc thỏa mãn điều kiện làm việc . ............................................................. 45
PHẦN III:THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI .............................................................. 45
I. Tính toán thiết kế trục ....................................................................................................... 45
2. Tính thiết kế trục ............................................................................................................... 46
2.1. Tải trọng tác dụng lên trục............................................................................................ 46
2.2. Tính sơ bộ đường kính trục .......................................................................................... 49
2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực............................................ 50
2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục....................................................... 53
3. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ........................................................................... 62
II. TÍNH CHỌN THEN........................................................................................................ 70
1. Tính then trục I.................................................................................................................. 71
2. Tính then cho trục II ......................................................................................................... 72
3. Tính then cho trục III........................................................................................................ 73
III. Tính chọn ổ lăn................................................................................................................ 74
1. Tính chọn ổ cho trục I ...................................................................................................... 74
PHẦN 4 : CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỊ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP
TRONG HỘP......................................................................................................................... 86
I. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc ........................................................................................... 86
II. Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp .......................................................89
III. Bôi trơn ổ lăn và hộp giảm tốc...................................................................................... 92

Page 2
Lời Nói Đầu
Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo
định hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan
trọng. Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế
sức lao động của con người. Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế
đòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều. Là sinh viên khoa: Cơ
Khí Chế Tạo Máy em thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình
được tiếp thu từ thầy cô.
Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng
trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên nắm bắt và đúc kết được
những kiến thức cơ bản của môn học. Môn học Thiết kế sản phẩm với CAD là
một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về thiết kế các chi tiết máy có công dụng
chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt
động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng
vào việc thiết kế máy, vì vậy Thiết Kế Đồ án Môn Học Thiết kế sản phẩm với
CAD là công việc quan trọng và rất cần thiết
Đề tài thiết kế của nhóm em được thầy:
Ths. Lê Xuân Hưng giao cho là thiết kế trạm dẫn động băng tải. Với những kiến
thức đã học trên lớp, các tài liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ tận tình của
thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn, nhóm em đã hoàn
thành được đồ án này.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều
nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót.Em rất mong được sự chỉ
bảo của các thầy, cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của em được
hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này.
Nhóm em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tình
giúp đỡ chúng em đặc biệt là thầy : Ths. Lê Xuân Hưng
Thái Nguyên, ngày tháng năm 2015
Sinh viên:
Bế Quốc Chung
Lê Văn Chung

Page 3
Phạm Quang Chung
Tài liệu tham khảo
[I]. Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập I
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục – 2005
[II]. Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập II
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục – 2001
[III]. Chi Tiết Máy – Tập 1, 2.
Nguyễn Trọng Hiệp - Nhà xuất bản Giáo dục - 2006
[IV]. Tập bản vẽ chi tiết máy
Nguyễn Bá Dương - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc Phong.
Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp - 1978

Page 4

Page 5
PHẦN I:
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
I. Tính chọn động cơ điện.
1.Chọn kiểu loại động cơ điện:
Việc chọn một loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay rất đơn giản song
chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc yêu cầu, phù
hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế… Để chọn được động cơ phù hợp ta phải
dựa vào đặc điểm của chúng. Hiện nay trên thị trường có các loại động cơ điện sau:
Hình 1.1 : Phân loại các dạng động cơ điện
* Động cơ điện một chiều có đặc điểm:
- Ưu điểm:
+ Có thể thay đổi trị số mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng.
+ Đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng.
- Nhược điểm:
+ Giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu
- Phạm vi sử dụng:
+ Được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy,máy trục.....
* Động cơ điện xoay chiều một pha:
- Đặc điểm: Có công suất nhỏ.
- Phạm vi sử dung: Chỉ phù hợp cho các thiết bị gia đình.

Page 6
* Động cơ xoay chiều 3 pha (Được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp):
* Động cơ ba pha đồng bộ:
- Ưu điểm:
+ Hiệu suất và cosφ cao, hệ số tải lớn.
- Nhược điểm:
+ Thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thêm thiết bị phụ để
khởi động động cơ.
+ Chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) khi cần đảm
bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.
* Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây cuốn:
- Ưu điểm:
+ Cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng điện mở
máy thấp.
- Nhược điểm:
+ Hệ số cosφ thấp, giá thànhđắt, vận hành phức tạp.
+ Chỉ thích hợp trong phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây
chuyền công nghệ đã được lắp đặt.
*Động cơ bap ha không đồng bộ rôto ngắn mạch:
- Ưu điểm:
+ Kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể nối trực tiếp vào lưới điện ba pha
không cần biến đổi dòng điện.
- Nhược điểm:
+ Hiệu suất và hệ số công suất cosφ thấp so với động cơ bap ha đồng bộ,
không điều chỉnh được vận tốc.
 Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta chọn:
Động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch (lồng sóc).

Page 7
2.Tính công suất và số vòng quay của động cơ:
Động cơ được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn điều
kiện: Pdc ≥ Pct nđb ≈ nsb
+ Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:



t
ct
P
P
Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ.
Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác.
Trường hợp tải thay đổi: côngsuất tính toánlà côngsuát làm việc trêntrục máy công tác:
2 2. 8000.2
1.0,4 0,4 .0,3 0,5 .0,3 11,27( )
1000 1000
2 2
t lv
F v
P P kw
ct ctp t p t
i i i i
ct ctt tp pck cklv lv
   
   
        
   
   
   
 
Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đênn bang tải bị hao mòn khi đi qua
khớp nối, hai cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc, bốn cặp ổ lăn. Do vậy, hiệu
suất chung của hệ thống dẫn động là:
4
. . . .C T
k br bt ol d      
Trong đó:
C
br : Hiệu suất của một cặp bánh răng côn ăn khớp.
T
bt : Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ ăn khớp.
ol : Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
k : Hiệu suất của khớp nối.
d : Hiệu suất của bộ truyền đai
Tra hiệu suất trong Bảng2.3[I] ta được:

`
Bỏnh răng trụ Ổ lăn Bỏnh răng cụn Khớp nối Đai
0,97 0,993 0,96 1 0,95

Page 8
Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động
4 4
. . . . 1.0,96.0,97.0,993 .0,95 0,86C T
k br bt ol d        
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:
11,27
13,1( )
0,86
ctP kw 
+ Số vòng quay của trục máy công tác là: nlv
60000. 60000.2
84,93( / )
. 3,14.450
lv
v
n vg ph
D
  

Trong đó: v là vận tốc vòng của băng tải (m/s)
D là đường kính của băng tải (mm)
+Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định theo công thức:
P
f
nđb
60

Trong đó : f là tần số của mạng điện xoay chiều. (f = 50 Hz)
p là số đôi cực (p = 2).
Ta thấy số vòng quay của động cơ không đồng bộ càng thấp thì kích thước và giá
thành càng cao. Tuy nhiên dùng động cơ có vận tốc càng cao thì lại yêu cầu giảm tốc
nhiều tức là tỷ số truyền của toàn hệ thống tăng lên dẫn đến kích thước giá thành của
các bộ truyền tăng lên. Ta chọn sơ bộ vòng quay đồng bộ của động cơ:
nđb=1500(v/ph) tương ứng với số vòng quay kể cả sự trượt 3% là 1445(v/ph).
Khi này tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống được xác định:
1455
17,13
84,93
db
sb
lv
n
u
n
  
Tra theoBảng 2.4[I] tỷ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc côn trụ và bộ truyền đai
uh= (8 ÷ 31.5)
(1.5 4)dai
ndu  
(12 126)ndu
  
Ta thấy usb nằm trong khoảng trên . Vậy tốc độ động cơ nđb= 1500(v/ph) là thỏa mãn.
3.Chọn động cơ:
Qua các bước trên ta đã xác định được:

Page 9
Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thỏa mãn những điều
kiện trên.
Để chọn động cơ ta tra bảng Phụ lục P1.1;P1.2;P1.3[I]. Từ đó, ta chọn động cơ:
4A160S4Y3 có các thông số sau:
4. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:
4.1 Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ:
Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức cản của
hệ thống. Vậy:
dc dc
mm bdP P (KW). Trong đó:
dc
mmP là công suất mở máy của động cơ (KW)
dc
bdP là công suất ban đầu trên trục động cơ
Với:
k
mm
dn
T
K
T
 Là hệ số mở máy của động cơ
Kbd là hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng).
Từ các công thức trên ta tính được:
. . 1,4.15 21( W)dc dc dck
mm mm dm dm
dn
T
P K P P K
T
   
. 1,3.13,1 17,03( W)dc dc
bd bd lvP K P K  
Ta thấy:
.
Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc đặt ra.
4.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Điều kiện quá tải :
dc dc
mm mm dmP K P
dc dc
mm bdP P
Kiểu động cơ
Công suất
(KW)
Tốc độ
quay
(v/ph)
Cos
4A160S4Y3 15 1460 0,88 89 2,2 1,4
% max
dn
T
T
k
dn
T
T

Page 10
max
dc dc
qtP P
Trong : Pmax
dc: công suất lớn nhất cho phép của động cơ (kw).
max
max . 2,2.15 33(kw)dc dc
dm
dn
T
P P
T
  
Pqt
dc : công suất đặt lên trục động cơ khi quá tải , chính là công suất trên trục động cơ
có giá trị lớn nhất trong sơ đồ tải .
13,1(kw)dc dc
qt lvP P 
Vậy ta có :
max 15 13,1dc dc
qtP P  
Vậy động cơ đã chọn phù hợp với điều kiện quá tải với động cơ .
II. Phân phối tỉ số truyền.
1. Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:
1460
17,19
84,93
dc
lv
n
U
n
   
Trong đó:
ndc là số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph).
nlv là số vòng quay của trục công tác (v/ph).
Ta có:
.h dU U U 
Với :Ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai
(0,15 0,1) 0,15.17,19 1,6dU U   
Với : uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
17,19
10,7
1,6
h
d
U
U
U

  
uh= u1.u2
u1, u2 là tỷ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm.
2.Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
Hệ dẫn động hộp giảm tốc gồm 2 cấp bánh răng.

Page 11
Hình 1.2 Sơ đồ hệ dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc côn trụ
2.1 Tỉ số truyền của cấp chậm.
Với mong muốn nhận được chiều cao của hộp giảm tốc nhỏ nhất vì vậy ta sẽ tính tỉ số
truyền bộ truyền bánh răng cấp chậm u2 theoCông Thức 1.24 [VI]. Ta có tỉ số truyền
của cấp chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ):
Trong đó: kbe là hệ số chiều rộng vành bánh răng côn. (kbe = 0,25 ÷ 0,3)
ψba2 là hệ số chiều rộng bánh răng trụ. ( ψba2= 0,3 ÷ 0,4)
Nhằm đạt được mục đích trên ta tiến hành chọn kbe và ψba2theo các giá trị tối ưu, ta
được:
kbe = 0,3 và ψba2 = 0,4.
Khi đó Công thức 1.24[VI] trở thành Công thức 1.25[VI]:
33
2 1,32. 1,32. 10,7 2,9hu u  
2.2 Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn):
1
2
10,7
3,69
2,9
hu
u
u
  
21
Ft
6
5
4
3
2
32 2
.
1,073
(1 0,5 )
ba h
be be
u
u
k k




Page 12
III. Xác định các thông số trên các trục.
1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph):
- Tốc độ quay của trục I:
1460
912,5( / ).
1,6
dc
I
d
n
n v ph
u
  
- Tốc độ quay của trục II:
1
912,5
247,29( / ).
3,69
I
II
n
n v ph
u
  
- Tốc độ quay của trục III:
2
247,29
85,27( / ).
2,9
II
III
n
n v ph
u
  
- Tốc độ quay của trục công tác:
3
85,27
85,27( / ).
1
III
ct
n
n v ph
u
  
2. Tính công suất danh nghĩa trên các trục (KW).
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
13,1( ).
ct
dc lv
lv
P
P KW
u
 
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
. . 13,1.0,95.0,993 12,36( )dc
I lv d olP P KW   
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
. . 12,36.0,96.0,993 11,78( )C
II I bt olP P KW   
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
. . 11,78.0,97.0,993 11,35( )T
III II bt olP P KW   
- Công suất danh nghĩa trên trục CT:
. . 11,35.1.0,993 11,27( )ct III k olP P KW   
3. Tính mômen xoắn trên các trục (N.mm)
- Mômen xoắn trên trục động cơ:

Page 13
6 6
9,55.10 . 9,55.10 .13,1
85688,36( . )
1460
dc
dc
dc
P
T N mm
n
  
- Mômen xoắn trên trục I:
6 6
9,55.10 . 9,55.10 .12,36
129356,71( . )
912,5
I
I
I
P
T N mm
n
  
- Mômen xoắn trên trục II:
6 6
9,55.10 . 9,55.10 .11,78
454927,41( . )
247,29
II
II
II
P
T N mm
n
  
- Mômen xoắn trên trục III:
6 6
9,55.10 . 9,55.10 .11,35
1271168,05( . )
85,27
III
III
III
P
T N mm
n
  
- Mômen xoắn trên trục CT:
6 6
9,55.10 . 9,55.10 .11,27
1262208,28( . )
85,27
ct
CT
ct
P
T N mm
n
  
4. Lập bảng số liệu tính toán:
Các kết quả tính toán trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này, ta
lập bảng thống kê các kết quả tính toán đó như trong bảng 1.1 sau đây:
Bảng 1.1: Các kết quả tính toán động lực học trục.
Thông sốTrục Tốc độ quay
(v/ph)
Tỉ số truyền Công suất (KW)
Mômen xoắn
(Nmm)
Trục động cơ 1460
1,6
13,1 85688,36
Trục I 912,5 12,36 129356,71
3,69
Trục II 247,29 11,78 454927,41
2,9
Trục III 85,27 11,35 1271168,05
1
Trục CT 85,27 11,27 1262208,28

Page 14
PHẦN 2:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
I. Thiết kế bộ truyền đai.
1. Chọn đai .
Dựa vào công suất động cơ, số vòng quay P = 15 (kw) , n = 1460 (v/ph) làm việc
của động cơ ta chọn đai làm việc cho động cơ là : (Đai hình thang hẹp)
Ký hiệu
Kích thước tiết diện (mm2) Diện
tích tiết
diện A,
(mm)
Đường
kính
bánh đai
nhỏ d1,
(mm)
Chiều
dài giới
hạn l,
(mm)
bt b h yo
YA 11 13 10 2,8 95 90 - 250 800 -
4500
2. Các thông số của bộ truyền đai.
Ta chọn d1 = 224 (mm).
2 1
2
. .(1 )
d 224.1.6.(1 0,02) 351,23(mm)
d d u  
   
Trong đó :
u : là tỉ số truyền của bộ truyền đai
ɛ : hệ số trượt : ɛ = 0,01 ÷ 0,02.
Tra bảng 4.21 . Các thông số của bánh đai hình thang .
Ta có : d2 = 355(mm).
Vận tốc đai .
1 1. . .224.1460
17,1(m/ s)
60000 60000
d n
v
 
  
Đối với đai thang hẹp v < vmax=40 (m/s)
Thỏa mãn điều kiện .
Tỉ số truyền thực tế.
2
1
355
1,62
.(1 ) 224.(1 0,02)
t
d
u
d 
  
 

Page 15
Độ sai lệch tỉ số truyền.
0 0( ).100 1,25 4
0 0
tu u
u
u

   
Khoảng cách trục a.
Giá trị a được tính cần thỏa mãn điều kiện :
1 2 1 20.55.(d d ) h a 2(d d )
0.55.(224 355) 10 2(224 355)
328.45 1158
a
a
    
     
  
Vậy ta chọn a = d2 = 355 (mm).
Chiều dài l .
2
1 2 2 1
2
(d d ) (d d )
2.
2 4.
.(224 355) (355 224)
2.355
2 4.355
1631,1(mm)
l a
a
l
l


 
  
 
   
 
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 1800 (mm).
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ.
max 10
17,1
9,5 10
1,8
v
i i
l
i
  
   
Vậy đai được chọn thỏa mãn điều kiện làm việc.
Dựa vào công thức [4.6] , ta xác định lại khoảng cách trục a theo chiều dài l .
2 2
8
4
a
   

Trong đó :
1 2.(d d ) 3,14.(224 355)
1800 890,5
2 2
l


 
    
2 1
65,5
2
d d
  
Vậy ta có a = 440 (mm).
Xác định số đai z .
 1
0 1
.K
4.16
. . . .
d
u z
P
z
P C C C C


Page 16
Trong đó :
P1 : công suất trên trục bánh đai chủ động (kw).
P0 : công suất cho phép (kw), được xác định bằng thực nghiệm . bảng [4.20].
Với v = 17,1 (m/s), d1 = 224 (mm), loại đai YA => P0 = 10,3
Kd : hệ số tải trọng động , bảng [4.7].
Cα : trị số của hệ số ôm .
Góc ôm : α = 180 – 57( d2 – d1) = 1760> 1200
Vậy Cα = 1 – 0,0025(180 - α) = 0,99
Trị số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền Cu : tra bảng [4.17] với u = 1,6
Vậy Cu = 1,11
Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ dài đai Cl :
Với l/l0 = 1 => Cl = 1 bảng [4.16].
Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng Cz .
Với P1/[P0] = 1,27 => Cz = 1
 Z = 2
Chiều rộng của đai : B = (z -1).t +2e =35 (mm).
Đường kính ngoài của đai : da = d + 2h0 = 224 + 2.3 =230 (mm).
Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .
- Lực căng trên một đai
1
0
780. .
. .
dP k
F
v c z

Trong đó :
Fv : lực căng do lực ly tâm gây ra .
Fv = qm . v2 bảng [4.20].
Tra bảng [4.22] ta có qm = 0,118 (kg/m).
Vậy Fv = 34,5 (N) => F0 = 377,23 (N)
- Lực tác dụng lên trục.

Page 17
02 . .sin( )
2
F 2.377,23.2.sin88
1508(N)
r
r
r
F F z
F


 
 
II. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp.
1. Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ.
Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu
nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng.
- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn
đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.
- Dựa vào Bảng 6.1 [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn:
Cặp bánh răng côn:
Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn
Giới hạn bền
(MPa)
Giới hạn chảy
(MPa)
Bánh nhỏ
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 241…285 850 580
Bánh lớn
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 192…240 750 450
Bánh nhỏ: Chọn độ rắn HB1=250 (HB).
Bánh lớn: Chọn độ rắn HB2=240 (HB).
 1 2 10 15H H HB  
b ch

Page 18
Cặp bánh răng trụ:
Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn
Giới hạn bền
(MPa)
Giới hạn chảy
(MPa)
Bánh nhỏ
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 192…240 750 450
Bánh lớn
Thép 45
thường hóa
HB 170…217 600 340
2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép xác định theo các
công thức sau:
lim
[ ]
o
H
H R V XH HL
H
Z V K K
S

  (1)
lim
[ ]
o
F
F R S XF FC FL
F
Y Y K K K
S

  (2)
Trong đó: ZR – Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc.
ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
KXH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
YS - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền
uốn.
Chọn sơ bộ: ZRZVKXH = 1 và YRZSKXF =1 nên các công thức (1), (2) trở thành:
lim
[ ]
o
H
H HL
H
K
S

  (3)
lim
[ ]
o
F
F FC FL
F
K K
S

  (4)
Trong đó:
lim
o
H , lim
o
F lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kì cơ sở.
b ch

Page 19
Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là
thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên:
0
lim1 12 70H HB   (MPa)
0
lim1 11,8.F HB  (MPa)
Vậy:
 Trong bộ truyền bánh
 răng côn:
0
lim1 12 70 2.250 70 570( )H HB Mpa     
0
lim1 11,8. 1,8.250 450( )F HB Mpa   
0
lim2 22 70 2.240 70 550( )H HB Mpa     
0
lim2 21,8. 1,8.240 432( )F HB Mpa   
 Trong bộ truyền bánh răng trụ:
0
lim3 32 70 2.220 70 510( )H HB Mpa     
0
lim3 31,8. 1,8.220 396( )F HB Mpa   
0
lim4 42 70 2.210 70 490( )H HB Mpa     
0
lim4 41,8. 1,8.210 378( )F HB Mpa   
 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.
Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)
 KFC = 1
 KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng, được xác định theo công thức sau:
(5) ; (6)
Với: mH, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
H
HOm
HL
HE
N
K
N
 F
FOm
FL
FE
N
K
N


Page 20
Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6
- NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
(HHB – Độ rắn Brinen)
- Bộ truyền bánh răng côn:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB1=250
bánh lớn HB2=240, khi đó:
NHO1 = 30.2502,4 = 1,71.107
NHO2 = 30.2402,4 = 1,55.107
- Bộ truyền bánh răng trụ:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB3 = 220 ; bánh lớn HB4 = 210, khi đó:
NHO3 = 30.2202,4 = 1,26.107
NHO4 = 30.2102,4 = 1,12.107
- NFO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Với tất cả các loại thép thì: NFO = 4.106
- NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Vì ở đây bộ truyền chịu tải động thay đổi, nên theo [I] thì:
NHE = 60.c. 3
max( / ) . .i i iT T n t Theo(6.7 ).[1]
NFE = 60.c. max( / ) . .mF
i i iT T n t Theo(6.8 ).[1]
Với: c, n, t lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Ta có: c=1
3 32
11.0,8.365.24. (1.0,4 0,4 .0,3 0,5 .0,3) 23126,4( )
3
t h    
Trong bộ truyền bánh răng côn:
NHE2=60.c. 3
max( / ) . .i i iT T n t = 60.1.912,5/3,69.23126,4( 3 3 3
1 .0,4 0,4 .0,3 0.5 .0,3  )
= 15,67.107
>1,71.107
Vậy NHE> NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính
2,4
30HO HBN H

Page 21
Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền KHL = 1
Trong bộ truyền bánh răng trụ:
NHE3=60.c. 3
max( / ) . .i i iT T n t = 60.1.85,27/2,9.23126,4( 3 3 3
1 .0,4 0,4 .0,3 0.5 .0,3  )
=1,86.107
> 1,26.107
Vậy NHE> NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính
Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền KHL = 1
SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với
vật liệu đã chọn thì: SH = 1,1; SF = 1,75
Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.
- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):
 
0
lim1
1 1
570
. .1 518,18( ).
1,1
H
H HL
H
K Mpa
S

   
 
0
lim1
1 1
450
. . .1.1 257,14( ).
1,75
F
F FC FL
F
K K Mpa
S

   
 
0
lim2
2 2
550
. .1 500( ).
1,1
H
H HL
H
K Mpa
S

   
 
0
lim2
2 2
432
. . .1.1 246,86( ).
1,75
F
F FC FL
F
K K Mpa
S

   
Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. Dù bánh răng côn răng
thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn song năng
suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp.
Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:
   1 2 500( ).H H Mpa  
Vì .
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
 1 1max
2,8. 2,8.580 1624( ).H ch Mpa   
 2 2max
2,8. 2,8.450 1260( ).H ch Mpa   
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB<350) là:
 1 1max
0,8. 0,8.580 464( ).F ch Mpa   
 2 2max
0,8. 0,8.450 360( ).F ch Mpa   
   1 2H H 

Page 22
- Bộ truyền bánh răng trụ (cấp chậm):
 
0
lim3
3 3
510
. .1 463,64( ).
1,1
H
H HL
H
K Mpa
S

   
 
0
lim3
3 3
396
. . .1.1 226,29( ).
1,75
F
F FC FL
F
K K Mpa
S

   
 
0
lim4
4 4
490
. .1 445,45( ).
1,1
H
H HL
H
K Mpa
S

   
 
0
lim4
4 4
378
. . .1.1 216( ).
1,75
F
F FC FL
F
K K Mpa
S

   
Với bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ rằng nghiêng thì :
Ứng suất tiếp xúc cho phép là :
 
   3 4 463,64 445,45
' 454,55
2 2
H H
H Mpa
 

 
  
Ta thấy 'H thỏa mãn điều kiện:
     4min
' 1,25 1,25. 556,81H H H Mpa    
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
 
'
4max
2,8. 2,8.340 952 .H ch Mpa   
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
 3 3max
0,8. 0,8.450 360( ).F ch Mpa   
 4 4max
0,8. 0,8.340 272( ).F ch Mpa   
3. Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh).
a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định theo độ
bền tiếp xúc).
Công thức thiết kế có dạng :
(7)
Trong đó:
- KR = 0,5Kd – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền
cấp nhanh là truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép nên:
 
12
31 2
1
.
1.
(1 ). . .
H
e R
be be H
T K
R K u
K K u


 


Page 23
1/3
100dk MPa
 KR = 0,5Kd = 0,5.100 MPa1/3 = 50 MPa1/3
- Hệ số kể đến sự phận bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
bánh răng côn,tra bảng 6.21;
- Kbe – Hệ số chiều rộng vành răng.
Trong các bước tính ở trên ta đã chọn Kbe = 0,3 (vì ta mong muốn nhận được
chiều cao của hộp giảm tốc là nhỏ nhất )
Từ đó => . 1 0,3.5,04
0,9.
2 2 0,3
be
be
K u
K
 
 
Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu [I], trục lắp trên ổ bi, độ rắn
mặt răng HB < 350, loại răng là răng thẳng nên theo [I], bảng 6.21 – Trị số của các hệ số
phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền bánh răng côn,
ta có : 1,34.HK  
- T1 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động. (Nmm)
T1 = 80847,95 (N.mm)
- H là ứng suất tiếp xúc cho phép.
  500( ).H Mpa 
Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:
2
3
2
129356,71.1,34
50. 3,69 1. 184,2 .
(1 0,3).0,3.3,69.500
eR mm  

b)Xác định các thông số ăn khớp
- Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ):
Ta có: 1
3
1 2
1(1 ) . [ ]
H
e d
be be H
T K
d K
K K u




(8)
Theo(7)
1 2 2 2
. 2. 2.184,2
96,36 .
. 1 1 3,69 1
d e e
e
R
K R R
d mm
K u u
    
  
Kết hợp de1 = 96,36 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền
HK 
0,25...0,3be
e
b
K
R
 

Page 24
u1 = 3,69, tra bảng 6.22, [I]
ta được số răng Z1p = 19.
Vì độ rắn mặt răng H1,H2< HB =350 :
 Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 30,4
=>Lấy z1 =30
 Xác định đường kính trung bình dm1 và môđun trung bình
Đường kính trung bình: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (9)
= (1- 0,5.0,3).96,36 = 81,9(mm)
Môđun trung bình:
1
1
m
tm
d
m
Z
 (10)
1
1
81,9
2,73( )
30
m
tm
d
m mm
z
   
 Xác định môđun
Môđunmặt mút lớn của bánh răng cônrăng thẳng theo côngthức (6.56), [I]tacó:
2,73
3,21
1 0,5. 1 0,5.0,3
tm
te
be
m
m mm
K
  
 
Từ bảng 6.8 [I]: Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn mtetheo giá trị tiêu chuẩn
mte = 3.
Từ mte = 3 ta tính lại mtm suy từ công thức trên và dm1 suy từ công thức (10).
Ta có:mtm=(1-0,5.0,3).3 =2,55(mm)
1
1
81,9
32,11.
2,55
m
tm
d
Z
m
  
Vậy Z1 = 32 răng
 Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia
- Số răng bánh lớn: Z2= u1.Z1 = 3,69.32,11 = 118,48 Lấy Z2 = 119 răng.
=> Tỷ số truyền thực tế: 2
1
119
3,7
32
Z
u
Z
  
- Góc côn chia: 0 '1
1
2
32
arctan( ) arctan( ) 15 3
119
Z
Z
   
0 ' 0 '
2 190 90 15 3 74 57     
Ta chọn hệ số dịch chỉnh đều: x1 = 0 ;x2 = 0
Chiều dài côn ngoài thực:

Page 25
2 2 2 2
1 20,5. . 0,5.3. 25 125 193,54e teR m Z Z mm    
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếpxúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:
(11)
Trong đó:
- ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Tra bảng 6.5, [I],)
Vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn
ZM = 274 MPa1/3.
- ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của ZH được tra trong
bảng 6.12, [I]
Tra bảng 6.12, [I] với x1 + x2 = 0, góc nghiêng  = m = 0 ta có ZH = 1,76
- Zε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Vì ở đây thiết kế bánh răng côn răng thẳng, nên theo công thức 6.59a [I], ta có
Với: εα Là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau:
0
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2( ) . os 1,88 3,2( ) . os0 1,75
32 119
mc c
Z Z
 
   
           
4 1,75
0,87.
3
Z

  
- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Trong đó:
+ KHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng, tra bảng 6.21, [I].
Theo phần trên :KHβ = 1,3.
+KHα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng côn răng thẳng:KHα= 1
 
2
1 1
2
1 1
2. 1
.
0,85. .
H
H M H H
m
T K u
Z Z Z
bd u
 

 
4
3
Z 



. .H H H HVK K K K 

Page 26
+) KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo công thức
6.63, [I], ta có:
Trong đó:
Với: dm1 – đường kính trung bình của bánh côn nhỏ
dm1 = 81,9(mm)
v – vận tốc vòng bánh côn nhỏ :
1 1
3 3
. . .81,9.912,5
3,91( / )
60.10 60.10
md n
v m s
 
  
Theo bảng 6.13, [I], do v=3,91 (m/s) < 8 (m/s), nên ta chọn cấp chính xác 7.
go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Theo bảng 6.16, [I],
Ta có go = 47
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15, [I],
Ta có: 
81,9.(3,7 1)
0,006.47.3,91. 11,25
3,7

 
Chiều rộng vành răng (mm).
b = Kbe.Re = 0,3. 193,54 = 58,06(mm)
11,25.58,06.81,9
1 1,15.
2.129356,71.1,34.1
  

. . 1,34.1.1,15 1,54H H H HVK K K K   
Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (11) ta có:
2 2
1 1
2 2
1 1
2 . . 1 2.129356,71.1,54. 3,7 1
. . 274.1,76.0,87.
0,85. . . 0,85.58,06.81,9 .3,7
468,5 .
H
H m H
m
T K u
Z Z Z
b d u
Mpa

 
 

Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc
1
1
1
2
H m
HV
H H
v bd
K
T K K 
 
 1 1
1
. 1
. . . m
H H o
d u
v g v
u



H
0,006H 
 1 1
1
. 1
. . . m
H H o
d u
v g v
u



1
1
1
2
H m
HV
H H
v bd
K
T K K 
 

Page 27
Theo các công thức (1)và (3) ta có:
- Do vận tốc vòng: v =3,91 m/s  ZV = 0,8V0,1 ≈ 1
- Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhám:
Ra = 2,5 m (tra bảng 21.3 II)
 ZR = 0,95.
- Ta có:
de2 = mte.Z2 = 3.119 = 357 (mm)
(mm)
1 1( . os ). (1 0,34.1).3 4,02 .ae te m teh h x c m mm    
2 12. . 2.1.3 4,02 1,98 .ae te te aeh h m h mm    
0 ' 0 '
2 1 290 90 15 3 74 57 os( ) 0,266.c        

2 2 2 2 378 2.12 ,98.0,216. . o 5 , 5s 3 8 0ae e aed d h c mm   
Ta có dae2< 700 mm  KXH = 1.
=>
   . . . 500.1.0,95.1 475H H v R XHcx
Z Z K Mpa   
 Sự chênh lệch giữa và là:
 
 
468,5 475
% .100% .100% 1,37% 4%
475
H H cx
H cx
 


 
    
Như vậy > với chênh lệch không nhiều (3,65 %<4%) nên có thể giữ
nguyên các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức
sau (suy từ 11):
2
2
.
468,5
. 0,3.193,54. 56,5
475cx
H
be e
H
b K R mm


             
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với
mỗi bánh răng. Điều kiện bền uốn được viết như sau:
   .H H V R XHcx
Z Z K 
os 1te mh c  
H  H cx

H  H cx


Page 28
(12)
(13)
Trong đó:
- b: chiều rộng vành răng (mm)
- mtm: môđun trung bình (mm)
- dm1: đường kính trung bình của bánh răng chủ động (mm)
- : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với răng thẳng
- , : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Với bánh răng côn răng thẳng, thì số răng tương đương được tính theo các công
thức sau (theo 6.53a [I] ):
1
1 0 '
1
32
33,14.
cos cos(15 3 )
vn
Z
Z

  
2
2 0 '
2
119
458,29
cos cos(74 57 )
vn
Z
Z

  
Với x1 = 0 và x2 = 0
Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 (I).
ta được
- KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn
Trong đó:
+) :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng (tra bảng 6.21).
Ta có:
56,5
0,3
193,54
be
e
b
K
R
  

. 0,3.3,7
0,65
2 2 0,3
be
be
K u
K
 
 
 1 1
1 1
1
2
0,85.
F F
F F
tm m
T K Y Y Y
bm d
 
  
 2
2 1 2
1
F
F F F
F
Y
Y
   
Y
1Y 
1FY 2FY
1
2
3,8
3,6
F
F
Y
Y



. .F F F FVK K K K 
FK 

Page 29
Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có
KFβ =1,47
+) : Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp. (tra bảng 6.16 (I))
Với bánh răng côn răng thẳng: KFα =1,16
+) : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp .
Ta có:
Trong đó:
Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Theo bảng 6.16, [I], ta có go = 47
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Theo bảng 6.15, [I], ta có
v = 3,91 m/s
81,9.(3,7 1)
0,016.47.3,91. 30.
3,7
Fv

 
1
1
. . 30.56,5.81,9
1 1 1,32.
2. . . 2.129356,71.1,47.1,16
F m
FV
F F
v b d
K
T K K 
    
Vậy:
. . 1,16.1,47.1,32 2,25.F F F FVK K K K   
- : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với hệ số trùng khớp ngang
1,75 

1 1
0,57.
1,75
Y

  
Ta thay các giá trị vừa tính được vào công thức (12) và (13) ta được:
FK 
HVK
1
1
1
2
F m
FV
F F
v bd
K
T K K 
 
 1. 1
. . . m
F F o
d u
v g v
u



F
0,016F 
Y

Page 30
1
2.129356,71.2,25.0,57.1.3,8
125,7 .
0,85.56,5.2,55.81,9
F Mpa  
2
2 1
1
3,6
. 125,7. 119,08 .
3,8
F
F F
F
Y
Mpa
Y
   
 Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn
Từ các công thức (2) và (4) ta có:
Trong đó: YR = 1 (Theo tài liệu [I])
YS = 1,08 – 0,0695ln(m)
= 1,08 – 0,0695ln(2,55) = 1,01.
KXF = 1 (Do dae2 = 358,05 mm < 400 mm)
 1 257,14 .F Mpa 
 2 246,86 .F Mpa 
Vậy:
   1 1 . . . 257,14.1.1,01.1 259,71 .F F R S XFcx
Y Y K Mpa   
   2 2 . . . 246,86.1.1,01.1 249,33 .F F R S XFcx
Y Y K Mpa   
Ta có:
 1 1125,7 259,71 .F F cx
Mpa Mpa   
 2 2119,08 249,33 .F F cx
Mpa Mpa   
Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với
hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn
quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và
ứng suất uốn cực đại.
Ta có: Kqt = Kbđ = 1,3
   . . .F F R S XFcx
Y Y K 

Page 31
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
không được vượt quá một giá trị cho phép:
(14)
Ta có:
max 468,5. 1,3 534,17 .H H qtK Mpa   
Mà:  max
1624H Mpa 
nên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn.
Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất
uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:
(15)
Ta có:
1 ax 1. 125,7.1,3 163,41 .F m F qtK Mpa   
2 ax 2. 119,08.1,3 154,8 .F m F qtK Mpa   
Mà: (MPa)
(MPa)
và
Vậy các điều kiện (14) và (15) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn
các yêu cầu về quá tải.
f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn.
Lập bảng thông số bánh răng côn.
maxH
 max maxH H qt HK   
maxF
 max maxF F qt FK   
 1 max
464F 
 2 max
360F 
 1max 1 axF F m
    2max 2 axF F m
 
STT Thông số Kí hiệu Giá trị
1 Chiều dài côn ngoài Re 193,54 mm
2 Chiều dài côn trung bình Rm 165,29 mm
3 Chiều rộng vành răng b 56,5 mm
4 Môđun mte 3 mm

Page 32
4.Tính toán truyền động bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm)
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw
Theo công thức 6.15a (I):
 
2
3w 2 2
2 2
( 1)
'
H
a
H ba
T K
a K u
u

 
 
Trong đó:
- Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền cấp
chậm là truyền động bánh răng trụ răng nghiêng bằng thép - thép nên tra bảng 6.5, [I]
ta được Ka = 43 MPa1/3
- T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
5 Môđun vòng trung bình mtm 2,55 mm
6 Đường kính chia ngoài de
de1 = 96mm
de2 = 357 mm
7 Đường kính trung bình dm
dm1 = 81,9mm
dm2 = 304,9mm
8 Góc côn chia 
1 = 0 '
15 3
2 = 0 '
74 57
9 Chiều cao răng ngoài he he = 6,6 mm
10 Chiều cao đầu răng ngoài hae
hae1 = 4,02 mm
hae2 = 1,98 mm
11 Chiều cao chân răng hfe
hfe1 = 2,58 mm
hfe2 = 4,62 mm
12 Đường kính đỉnh răng ngoài dae
dae1 = 98,09 mm
dae2 = 358,05 mm
13 Góc chân răng f
f1 = 0,355(rad)
f2 = 0.402rad)
14 Góc côn đỉnh a
a1 =15,452(rad)
a2 = 75,305(rad)
15 Góc côn đáy f
f1 = 14,695(rad)
f2 = 74,548(rad)

Page 33
T2 = 454927,41 (Nmm)
-  'H : Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa
 ' 454,55H  (MPa)
- u2: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm . u2 = 2,9
- bw: Chiều rộng vành răng
-
w
2
w
ba
b
a
  :Hệ số chiều rộng bảnh răng .
Theo bảng 6.6, [I] ta chọn 2 0,4ba 
Từ đó theo công thức 6.16, [I] ta có:
20,5 ( 1) 0,5.0,4.(2,9 1) 0,78bd ba u     
- HK  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
Giá trị của HK  phụ thuộc vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số bd ,
được tra trong bảng 6.7, [I]:
Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7, [I])
0,78bd  và H3, H4< HB 350 nên theo bảng 6.7, [I] ta tra được theo phương pháp
nội suy: 1,05HK   và 1,12FK  
Thay các giá trị tìm được ở trên vào công thức (16) ta có:
3
w 2
454927,41.1,05
43(2,9 1) 211,04
454,55 .2,9.0,4
a mm  
Nhằm đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật, điều kiện chạm trục… cho hộp giảm tốc sau này
:
Lấy aw = 225 mm
b) Xác định các thông số ăn khớp
 Xác định môđun
Theo công thức 6.17, [I] ta có:
 w(0,01 0,02) (0,01 0,02).225 2,25 4,5m a      (mm)
Theo bảng 6.8, [I] ta chọn môđun tiêu chuẩn là môđun pháp mn = 3.
 Xác định số răng, góc nghiêng  .

Page 34
Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z3, số răng bánh lớn Z4, góc nghiêng
 của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức
6.18(I)
 3 4
w
2cos
nm Z Z
a



Sơ bộ chọn góc nghiêng , với răng nghiêng
thì = 8 … 200.
- Chọn sơ bộ góc nghiêng  = 150, từ công thức 6.18(I) ta tính số răng bánh nhỏ:
   
0
w
3
2 os 2.225. os15
37,15
1 3. 2,9 1n
a c c
Z
m u

  
 
Lấy Z3 = 37 răng.
- Số răng bánh lớn: Z4 = u2.Z3 = 2,9.37 = 107,3
Lấy Z4 = 108 răng.
- Tỉ số truyền thực tế: 4
2
3
108
2,92
37
Z
u
Z
  
Từ công thức 6.18 (I) ta tính lại góc nghiêng  :
   3 4
w
3 37 108
os 0,966
2 2.225
nm Z Z
c
a

 
  
 = 150.
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếpxúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện
sau (Theo công thưc 6.33 (I)):
 
 2 2
2
w 2 w3
2. 1
.
.
H
H M H H
T K u
Z Z Z
b u d
 

 
Trong đó:
ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn
ZM = 274 MPa1/3.
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Theo công thức 6.34 (I).
w
2cos
sin 2
b
H
t
Z




Page 35
Ở đây: b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Theo công thức 6.35 (I).
os .b ttg c tg  
Với t và wt lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp.
Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên theo tài
liệu [I] .
(trong đó theo TCVN 1065-71 thì góc prôfin gốc  = 200)
0
0
w
20
ar ( ) 20 36'
os 0,965
t t
tg tg
arctg ctg
c

 

 
    
 
w
os os20 36' 0,94
sin 2 sin 41 12' 0,66
o
t
o
t
c c

  
 
 
0
0,94. 15 0,25btg tg  
 15o
b   os 0,966bc  
Vậy từ 6.34 (I) ta có:
2.0,966
1,71
0,63
HZ  
Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Ta có: b - hệ số trùng khớp dọc, được tính theo công thức sau:
w .sin
b
n
b
m




Với :
w 2 w. 0,4.225 90bab a mm  
90.sin15
2,47
3.
o
b

  
Vì 1b  nên
1
Z


 - hệ số trùng khớp ngang
Áp dụng công thức gần đúng ta có:
0
3 4
1 1 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os15 1,7
37 108
c c
Z Z
 
     
           
    

Page 36
Vậy
1
Z

 = 0,64.
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
. .H H H HVK K K K 
Trong đó:
- 1,06HK  
HK  -hệ số kể đếnsự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.
Ở đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên HK  được tra trong bảng
6.14, [I].
Để tra được giá trị của HK  và HVK ta phải tính vận tốc vòng của bánh răng chủ động,
sau đó chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, từ trị số của cấp chính xác ta tra các hệ
số trên.
Ta có:
w3 2
3
60.10
d n
v


Với dw3 là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức sau:
w
w3
2
2 2.225
115,38
1 2,9 1
a
d mm
u
  
 
Vậy w3 2
3 3
.115,38.247,29
1,49
60.10 60.10
d n
v
 
   (m/s)
Dựa vào bảng 6.13, [I],
do v < 4 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác 9.
Vậy theo bảng 6.14, [I] ta có: 1,13HK   và 1,37FK  
- Tính KHV: Trị số của KHV được tính theo công thức sau:
w w3
2
1
2
H
HV
H H
v b d
K
T K K 
 
Trong đó: w
2
. . .H H o
a
v g v
u

Với:
go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Do mn = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16,
[I] ta được go = 73

Page 37
H - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4< 350 HB và dạng răng là răng nghiêng
nên theo bảng 6.15 (I): 0,002H 
Vậy
w
2
225
. . . 0,002.73.1,49. 1,91
2,9
H H o
a
v g v
u
  
Suy ra:
w 3
2
1,91.90.115,38
1 1 1,018
2 2.454927,41.1,06.1,13
H w
HV
H H
v b d
K
T K K 
    
Từ đó :
. . 1,06.1,13.1,018 1,22H H H HVK K K K    
Nên theo 6.33 (I) ta có:
 
2
2.454927,41.1,22 2,9 1
274.1,71.0,64. 334,7
90.2,9.115,38
H Mpa

 
Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc :
   '.H H V R XHcx
Z Z K 
- Do vận tốc vòng: v = 1,49 m/s < 5 m/s  ZV = 1
- Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,
khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 m (tra bảng 21.3 II) 
ZR = 0,95
- Ta có:
Đường kính chia bánh lớn: 4
4 0
3.108
335,4
os os15
nm Z
d mm
c c
  
Đường kính vòng đỉnh răng: 4 4 2 355,4 2.3 341,4a nd d m     (mm) <
700 mm
 KXH = 1
Vậy    '. 454,55.1.0,95.1 431,82H H V R XHcx
Z Z K    (MPa)
 Sự chênh lệch giữa H và  H cx
 là:
 
 
334,7 431,82
% .100% .100% 4%
431,82
H H cx
H cx
 


 
   

Page 38
Như vậy H < H cx
 với chênh lệch khá lớn là >> 4% nên ta cần giữ nguyên
các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng bw theo công thức :
 
2 2
w 2 w
420,37
. 0,4.225 54,07
431,82
H
ba
H cx
b a



   
         
(mm)
Lấy bw = 55 mm = bw4
 bw3 = bw4 + (5 ÷ 10) mm. Vậy ta lấy bw3 = 65 mm.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá một giá trị cho phép:
 2 3
3 3
w w3
2 F F
F F
n
T K Y Y Y
b m d
 
   (6.43 (I))
 4
4 3 4
3
F
F F F
F
Y
Y
    (6.44 (I))
Trong đó:
bw- chiều rộng vành răng bw = 55 mm
mn- môđun pháp , mn = 3 mm
dw3 - đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw3 = 115,38 mm
T2 - mômen xoắn trên bánh chủ động T2 = 454927,41Nmm
Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1 1
0,588
1,7
Y

  
Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng
0
15
1 1 0,89
140 140
Y

    
3FY , 4FY - hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4
Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tương đương Zv3 và Zv4 và hệ số dịch
chỉnh, tra trong bảng 6.18, [I].
Ở đây x3 = x4 = 0
Ta có: 3
3 3 3
37
41,04
os os (15 )
V o
Z
Z
c c
  
4
4 3 3
108
119,8
os os 15
V o
Z
Z
c c
  

Page 39
Từ các số liệu trên ta tra bảng 6.18, [I] và nội suy ta được với hệ số dịch chỉnh
x3=x4=0:
3 3,737FY  và 4 3,6FY 
KF- hệ số tải trọng khi tính về uốn . .F F F FVK K K K 
Với: 1,37FK   (đã tra ở phần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc)
1,13FK   (đã tra ở phần đầu)
w w3
2
1
2
F
FV
F F
v b d
K
T K K 
 
Trong đó:
w
2
. . .F F o
a
v g v
u

Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Do mn = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16,
[I] ta được go = 73
F - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4< 350 HB và dạng răng là răng nghiêng
nên: 0,006F 
v = 1,49 m/s
Vậy
w
2
225
. . . 0,006.73.1,49 5,75
2,9
F F o
a
v g v
u
  
w w3
2
5,75.55.115,38
1 1 1,03
2 2.454927,41.1,13.1,37
F
FV
F F
v b d
K
T K K 
     
. . 1,13.1,37.1,03 1,6F F F FVK K K K    
Vậy ta có:
3
2.454927,41.1,6.0,588.0,89.3,737
162,69 .
55.3.115,38
F Mpa  
4
4 3
3
3,6
162,69. 156,7 .
3,737
F
F F
F
Y
Mpa
Y
   
 Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn
Ta có:
   . . .F F R S XFcx
Y Y K 

Page 40
Trong đó: YR = 1 (Theo tài liệu [I])
YS = 1,08 – 0,0695ln(mn)
= 1,08 – 0,0695ln(3) = 1,00.
KXF = 1 (Do da4 = 341,4 mm < 400 mm)
 3 226,29F Mpa 
 4 216F Mpa 
Vậy :
   3 3 . . . 226,29.1.1,00.1 226,29F F R S XFcx
Y Y K Mpa   
   4 4 . . . 216.1.1,00.1 216F F R S XFcx
Y Y K Mpa   
Ta có: 3 162,69F  (MPa) < 3 226,29F cx
  (MPa)
4 156,7F  (MPa) < 4 216F cx
  (MPa)
Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với
hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn
quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và
ứng suất uốn cực đại.
Ta có: Kqt = Kbđ = 1,3
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
maxH không được vượt quá một giá trị cho phép:
 max max'H H qt HK   
Ta có: max 334,7 1,3 381,6 .H H qtK Mpa   
Mà:   max' 454,55H  (MPa) nên bất đẳng thức trên được thỏa mãn.
Đồng thời để đề phòngbiếndạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất
uốn cực đại Fmax tại mặt lượnchân răng không được vượt quá một giátrị cho phép:
 max maxF F qt FK   
Ta có: 3max 3 162,69.1,3 211,49F F qtK Mpa   

Page 41
4max 4 156,7.1,3 203,71 .F F qtK Mpa   
Mà:  3 max
226,29F  (MPa)
 4 max
216F  (MPa)
 3max 3 axF F m
   và  4max 4 axF F m
 
Vậy các điều kiện và trên đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp chậm thỏa mãn các
yêu cầu về quá tải.
f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Bảng số liệu (theo bảng 6.11 [1])
STT Thông số Kí hiệu Giá trị
1 Khoảng cách trục chia a 225 mm
2 Khoảng cách trục aw 225 mm
3 Đường kính chia d d3=114,9 mm
d4=335,4 mm
4 Đường kính lăn dw dw3=115,38 mm
dw4=334,6 mm
5 Đường kính đỉnh răng da da3=120,9 mm
da4=341,4 mm
6 Đường kính đáy răng df df3=107,4 mm
df4=327,9 mm
7 Góc profin α 20o
8 Góc profin răng αt 20o38’
9 Góc ăn khớp αtw 20o38’
11 Hệ số trùng khớp ngang εα 1,7
II. Kiểm tra điều kiện bôi trơn, chạm trục và sai số vận tốc.
1. Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Page 42
Hình 2.1: Sơ đồ kiểm tra điều kiện bôi trơn
Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt
tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong
hộp.
Theo mục 18.3.1 – Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc, [II] thì với bộ
truyền bánh răng có vận tốc vòng v ≤ 12 m/s thì dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu
cho hộp giảm tốc (hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp).
Với điều kiện bôi trơn trong hộp giảm tốc. Phương pháp bôi trơn ngâm trong dầu có
nghĩa là hai bánh răng lớn z2 và z4 đều được ngâm trong dầu có chứa trong hộp giảm
tốc, ta chọn dầu AK10 hoặc AK15 có độ nhớt
186
16
ở 50và 0,25
Gọi:
Xmax, Xmin: lần lượt là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu
max và min của hộp giảm tốc.
X2max, X4max: là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu max của
bộ truyền cấp nhanh và chậm.
X2min, X4min: là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu min của
bộ truyền cấp nhanh và chậm.
a). Mức dầu tối thiểu Xmin
- Với bánh răng côn :
X2max
2min
X4max
X4min
z2
z4
z1
z3

Page 43
2
2min 2
358,05
sin 5 56,5sin74 57' 5 129,46
2 2
oaed
X b        (mm)
- Với bánh răng trụ:
4
4min min
2
ad
X h 
Trong đó: hmin = (0,75 ÷ 2)h = (0,75 ÷ 2).2,25mn
Lấy: hmin = 2h = 2.2,25.mn = 2.2,25.3 = 13,5 (mm)
Vậy: 4
4min min
341,4
13,5 157,2
2 2
ad
X h     (mm)
b). Mức dầu tối đa
- Với cấp nhanh:
Vì v = 3,91 m/s > 1,5 m/s nên mức dầu max cách mức dầu min là 10 mm.
Nên: X2max = X2min – 10 = 129,46 – 10 = 119,46 (mm)
- Với cấp chậm:
Vì v = 1,49 m/s ≈ 1,5 m/s nên chiều sâu ngâm dầu bằng khoảng 1/4 bán kính
bánh răng. Tức là:
4
4min 4max
341,4
42,67
8 8
ad
X X X      (mm)
Vậy X4max = X4min – X = 157,2- 42,67 = 114,53 (mm)
Mức dầu chung cho toàn hộp giảm tốc:
Xmin = min (X2min ; X4min) = min (129,46 ; 157,2) = 129,46 (mm)
Xmax = max (X2max ; X4max) = max (119,46 ; 114,53) = 119,46 (mm)
Ta có chiều sâu ngâm dầu:
X = Xmin - Xmax = 129,46 – 119,46 = 10 (mm) > 5 (mm)
Vậy điều kiện bôi trơn được thỏa mãn.
2. Kiểm tra điều kiện chạm trục

Page 44
Hình 2.2: Sơ đồ điều kiện chạm trục
Với hộp giảm tốc côn – trụ 2 cấp như hình vẽ, để các bánh răng không bị chạm trục
thì:
x1> (5 ÷ 10) mm ; x2> (5 ÷ 10) mm
Ta có:
2 3
1 2
358,05 120,9
sin 56,5sin74 57' 64,01.
2 2 2 2
oae ad d
x b        (mm)
Vậy x1> 10 mm nên bánh răng 1 và bánh răng 3 không va chạm vào nhau.
2
2 w
2 2
sb
ae IIId d
x a  
Với: aw = 225 mm
dae2 = 358,05 mm
sb
IIId - đường kính sơ bộ của trục III
Theo công thức (10.9), [I] ta có:
 
3
3
0,2
sb
III
T
d


Trong đó:
T3 – mômen xoắn trên trục III T = 1271168,05 Nmm
  - ứng suất xoắn cho phép, MPa

Page 45
Với vật liệu trục là thép 45 thì   15...30  Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào
của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra).
Vì lúc này tính đường kính trục không xét đến ứng suất uốn, nên để bù lại phải
lấy   thấp xuống khá nhiều.
Lấy   30MPa  ta có:
 
3
33
1271168,0
59,6.
0,2 0,2.30
5sb
III
T
d

   mm
2
358,05 59,6
225 16,17
2 2
x     mm
Suy ra bánh răng côn 2 không chạm vào trục III.
Vậy điều kiện về chạm trục được thỏa mãn.
3. Kiểm tra sai số vận tốc.
Số vòng quay thực trên trục động cơ:
dc
thuc
thuc
n
n
u
 Với : 2 4
1 2
1 3
.1,6 1,6
119 108
. . . 17,36.
32 37dthuc u
Z Z
u u u
Z Z
   
1460
84,1
17,36
thucn   (v/p)
Sai số vòng quay trên trục công tác là :
84,1 84,93
.100% .100% 0,98% 4%
84,93
thucn n
n
n
 
    
Vậy sai số vận tốc thỏa mãn điều kiện làm việc .
PHẦN III:
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
I. Tính toán thiết kế trục
Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước:
- Chọn vật liệu.
- Tính thiết kế trục về độ bền.
- Tính kiểm nghiệm trục về độ vền mỏi.

Page 46
- Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng. Đối với trục
quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động.
1. Chọn vật liệu
Hộp giảm tốc chịu tải trung bình thì ta chọn vật liệu cho các trục là thép 45
thường hóa có: MPa
MPa
Độ rắn: HB = 170 … 217 MPa
2. Tính thiết kế trục
Tính thiết kế trục tiến hành theo các bước:
- Xác định tải trọng tác dụng lên trục.
- Tính sơ bộ đường kính trục.
- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng.
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.
2.1. Tải trọng tác dụng lên trục
Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác dụng khi ăn
khớp trong bộ truyền bánh răng, lực căng đai, lực lệch tâm do sự không đồng trục
khi lắp hai nửa khớp nối di động. Trọng lượng bản thân trục và trọng lượng các chi
tiết lắp lên trục chỉ được tinh đến ở các cơ cấu tải nặng, còn lực ma sát trong các ổ
được bỏ qua.
a) Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng:
Xuất phát từ lực vòng của băng tải ta xác định được chiều quay của các trục
như hình vẽ. Tiến hành phân tích lực và chọn chiều nghiêng hợp lý cho cặp
bánh răng trụ răng nghiêng, ta có sơ đồ phân tích lực với chiều nghiêng hợp lý
của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng như sau:
600b 
340ch 

Page 47
Hình 3.1: Sơ đồ phân tích lực bộ truyền trong hộp giảm tốc
Kết luận: Chiều nghiêng của bánh răng trụ như hình vẽ là hợp lý.
 Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
Lực vòng: 1
1
1
1293562
2. 3158,9( )
8
,7
1,9
1
t
m
T
F N
d
   (N)
2
2
2
454927,412
2 2984,1
304,9
t
m
T
F
d
   (N)
Lực hướng tâm:
1 1 1. .cos 3158,9. 20 .cos15 3' 1110,3r tF F tg tg      (N)
2 2 2. .cos 2984,1. 20 .cos74 57' 282.r tF F tg tg      (N)
Lực dọc trục: 1 2 282Fa Fr  (N)
2 1 1110,3Fa Fr  (N)
 Truyền bánh răng trụ răng nghiêng
+
Ft4
+
Fa1
Fr1
Fr2
Fa2
Fa3
Fa4
Fr4Fr3
+
Ft1
Ft4Ft3
F
+
+ +
+
+

Page 48
Lực vòng: 2
3
w3
2 2.454927
7885,72
115
,41
,38
t
T
F
d
   (N)
3
4
w4
1271162 2.
7598,13
3
8,0
3
5
4,6
t
T
F
d
   (N)
Lực hướng tâm:
0 '
3 w
3
7885,72. 20 38
3073,8
os cos15
t t
r o
F tg tg
F
c


   (N)
0 '
4 w
4
7598,13. 20 38
2961,7
os cos15
t t
r o
F tg tg
F
c


   (N)
Lực dọc trục: 3 3 7885,72. 15 2112,97o
a tF F tg tg   (N)
4 4 7598,13. 15 2035,9o
a tF F tg tg   (N)
b) Lực tác dụng từ khớp nối
Lực tác dụng từ khớp nối trên trục III
3
2
0,2. ct
kn
o
T
F
D

Trong đó:
Tct – mômen xoắn trên trục công tác
Tct = 1262208,28Nmm
Do – đường kính vòng vòng tròn qua tâm các chốt (được chọn theo mômen
xoắn tính toán Tt của khớp nối)
Theo công thức 16-1(II) Ta có mômen xoắn tính toán của khớp nối trục
vòng đàn hồi:
Tt = K.Tct (3)
Với: K : hệ số chế độ làm việc
Theo bảng 16-1, [II], do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn K = 1,5
Thay các số liệu vào (2) ta được:
Tt = 1,5.1262208,28 = 1893312,42 (Nmm) 1893,3 (Nm)
Với Tt = 1893,3 Nm thì dựa vào bảng 16-10a, [II], ta có: Do = 200 (mm)
Vậy ta thay Do = 200 mm và Tct = 1262208,28 Nmm vào (1) ta được:
3
1262208,22.
0,2. 2524,42
2
8
00
knF   (N)

Page 49
2.2. Tính sơ bộ đường kính trục
Đường kính trục thứ k được xác định chỉ bằng mômen xoắn theo công
thức:
 
3
0,2
k
k
T
d

 (3)
Trong đó:
Tk – mômen xoắn trên trục thứ k ( k = 1…3), Nmm
  - ứng suất xoắn cho phép, MPa
Với vật liệu trục là thép 45 thì   15...30  Mpa (lấy trị số nhỏ đối với
trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra).
Theo công thức thực nghiệm thì nếu dùng (3) để tính đường kính đầu vào
của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nồi với trục động cơ thì đường kính này tối
thiểu phải lấy bằng (0,8…1,2)dđc.
Vì hộp giảm tốc ta đang thiết kế có trục I là trục đầu vào của hộp giảm tốc
và nó được nồi với trục động cơ bằng khớp nối nên ta dùng công thức thực
nghiệm để xác định đường kính sơ bộ của nó.
Các đường kính tính được nên lấy tròn đến các giá trị 0 và 5 để dùng nó
làm căn cứ để chọn một số kích thước chiều dài trục.
- Đường kính sơ bộ của trục I: dI = (0,8…1,2)dđc
Với dđc là đườngkínhtrục động cơ 4A160S4Y3 (đã chọn ở phần I), vậy theo
bảng phụ lục P1.7, [I] – Kích thước động học của động cơ ta có: dđc = 42 mm.
Vậy dI = (0,8…1,2).42 = (33,6…50,4) mm.
Chọn dI =45 mm.
- Đường kính sơ bộ của trục II ( lấy  20MPa  ):
 
2
33
454927,41
48,45
0,2 0,2.20
II
T
d

   (mm)
Chọn đường kính sơ bộ của trục.dII = 50 (mm)
- Đường kính sơ bộ của trục III (lấy   25MPa  ):
 
3
33
1271168,05
63,35
0,2 0,2.25
III
T
d

   (mm)

Page 50
Chọn đường kính sơ bộ của trục .dIII= 65 (mm)
2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ,
khe hở cần thiết và các yếu tố khác.
Từ đường kính sơ bộ d của các trục, sử dụng bảng 10.2, [I] xác định gần
đúng chiều rộng ổ lăn bo tương ứng.
- Với trục I có dI = 45 mm chọn ổ lăn có bo1 = 25 mm.
- Với trục II có dII = 50 mm  chọn ổ lăn có bo2 = 27 mm.
- Với trục III có dIII = 65 mm chọn ổ lăn có bo3 = 33 mm.
Ta đi tính lmki, lk1, lki, lcki và bki.
Trong đó:
k – Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc (k = 1…3).
i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải
trọng
i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ.
i = 2…s, với s là số các chi tiết quay (bánh răng, khớp nối)
lk1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k ;
lki – khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k ;
lmki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k
;
lcki – khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở
ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.
lcki = 0,5(lmki + bo) + k3 + hn (4)
Với k3 – khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ(bảng 10.3, [I])
hn – chiều cao nắp ổ và đầu bulông (bảng 10.3, [I])
bki – chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k.
 Chiều dài mayơ bánh răng côn
Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục I:
lm13= (1,2  1,4)dI = (1,2  1,4).45 = (54  63) mm
Lấy lm13 = 55 mm

Page 51
Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục II:
lm23 = (1,2 1,4)dII = (1,2  1,4).50 = (60  70) mm
Lấy lm23 = 65 mm
 Chiều dài mayơ bánh răng trụ
Chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục II:
lm22 = (1,2 1,5)dII = (1,2  1,5).50 = (60  75) mm
Lấy lm22 = 70 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục III:
lm32 = (1,2 1,5)dIII = (1,2  1,5).65 = (78  97,5) mm
Lấy lm32 = 90 mm
 Chiều dài mayơ nửa khớp nối (nối trục vòng đàn hồi) lắp trên trục
I:
lm12 = (1,4  2,5)dI = (1,4  2,5).45 = (63  112,5) mm
Lấy lm12 = 85 mm
 Chiều dài mayơ nửa khớp nối (nối trục vòng đàn hồi) lắp trên trục
III:
lm33 = (1,4 2,5)dIII = (1,4  2,5).65 = (91  162,5) mm
Lấy lm33 = 110 mm
Theo bảng 10.3, [I] ta có:
 Khoảng cách từ mặt mút 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 mút ổ đến thành trong của hộp
k2 = 5…15 mm. Lấy k2 = 10 mm
 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
k3 = 10…20 mm. Lấy k3 = 15 mm
 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông
hn = 15…20 mm. Lấy hn = 17 mm
Theo bảng 10.4, [I] ta có:
 Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k (lk1)
- Trên trục I:l11 = (2,5  3)dI = (2,5  3).45 = (112,5  135) mm
Lấy l11 = 125 mm.

Page 52
- Trên trục II: l21 = lm22 + lm23 + bo2 + 3k1 + 2k2
= 70 +65 + 27 + 3.10 + 2.10 = 212(mm)
- Trên trục III: l31 = l21 = 212 mm.
Khoảng cách côngxôn trên trục I, tính từ chi tiết thứ 2 (khớp nối) ở
ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ
lc12 = 0,5(lm12 + bo1) + k3 + hn
= 0,5(85 + 25) + 15 + 17 = 87 (mm)
 Khoảng cách côngxôn trên trục III, tính từ chi tiết thứ 3 (khớp
nối) ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ
Lc33=0,5(lm33 + b03) + k3 + hn
=0,5(110 + 33) +15 +17 =103,5 (mm)
 Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k
(lki)
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 2 (lắp khớp nối) trên trục I:
l12 = - lc12 = - 87 (mm)
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 3 (lắp bánh răng côn) trên trục I:
l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(bo1 – b13cos1)
Với: b13 – chiều rộng vành răng bánh răng côn. Ta có b13 = 56,5 mm.
Vậy: l13 = 125 + 10 + 10 + 55 + 0,5(25 – 56,5cos1503’)
= 185,21(mm)
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 2 (lắp bánh răng trụ) trên trục II:
l22 = 0,5(lm22 + bo2) + k1 + k2 = 0,5(70+ 27) + 10 + 10
= 68,5 (mm)
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 3 (lắp bánh răng côn) trên trục II:
l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cos2) + k1
= 68,5 + 0,5(70 + 56,5cos74057’) + 10 = 120,83 (mm)
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 2 (lắp bánh răng trụ) trên trục III:
l32 = l22 = 68,5 (mm)

Page 53
Hình 3.2: Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng côn
2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
 Tính trục I:
a). Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục
được vẽ như hình vẽ dưới đây:
Trong đó:
Fr = Fd = 1508 (N) ; Fr1 = 1110,3 (N)
Fa1 = 282 (N)

Page 54
Ft1 = 3158,9 (N)
Và 1
1 1
98,09
. 282. 13830,7
2 2
ae
a a
d
M F   (Nmm)
1
1 1
98,09
. 3158,9. 154928,25
2 2
ae
t t
d
M F   (Nmm)
b). Tính các phản lực trên các gối đỡ
- Theo phương ngang ta có:
1 1
1
( ) 87 125 185,21 0
185,21.3158,9 87.1508
3630,9
125
x r tM o F X F
X
   

  

(N)
Từ đó suy ra: X0 = X1 – Ft1 – Fr = 3630,9– 3158,9 – 1508 = -1036(N)
- Theo phương thẳng đứng ta có:
1 1 1
1
( ) 125 185,21 0
185,21.1110,3 13820,7
1534,5
125
y r aM o Y F M
Y
   

  

(N)
Từ đó suy ra: Yo = Y1 – Fr1 = 1534,5– 1110,3 = 424,2 (N)
c). Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz

Page 55
Hình 3.3: Biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz trục I
Ø30Ø40Ø30 Ø35
Y
Y0
X1
Y1
M
a1M
T1
Mx
M y
Mz
X1
1
Fr1
FT1
Fa1
131196
190197,36 13830,7
53025
87
(N.mm)
(N.mm)
(N.mm)
(N.mm)
76763,22
Fr
Fa1
Y0
Fr
125 60,21
2 0 31
Fr1
FT1
X0
X0

Page 56
d). Tính đường kính trục tại các tiết diện
- Tại vị trí ổ lăn 0:
2 2 2 2 2
d10 0,75 131196 0 0,75.76763,22 147077,6t x y zM M M M Nmm      
Vậy
 
10
3310 6
147,07
0.0286 28,6
0,1 0,1.63.10
tdM
d m mm

   
Trong đó [] - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, được tra trong bảng
10.5, [I]. Vì vật liệu làm trục ta chọn giống nhau đều là thép 45 có b = 600 MPa
nên [] = 63.106 MPa. Chọn d10 = 35 mm
2 2 2 2 2 2
d11 0,75 190197,36 53025 0,75.76763,22 208341,38t x y zM M M M Nmm      
Vậy
 
11
3311 6
208,34
0,032 32
0,1 0,1.63.10
tdM
d m mm

   
Chọn d11 = 35 mm
- Tại tiết diện 2 (lắp khớp nối):
2 2 2 2
d12 0,75 0 0 0,75.76763,22 66478,9t x y zM M M M Nmm      
Vậy
 
12
3312 6
66,48
0,022 22
0,1 0,1.63.10
tdM
d m mm

   
Chọn d12 =30 mm
- Tại tiết diện 3 (lắp bánh răng côn):
2 2 2 2 2
d13 0,75 0 13830,7 0,75.76763,22 67902,37t x y zM M M M Nmm      
Vậy
 
13
3313 6
67,9
0,022 22
0,1 0,1.63.10
tdM
d m mm

   
Chọn d13 = 30 mm
 Tính trục II:

Page 57
Trong đó:
Fr2 = 282 (N) ; Fr3 = 3073,8 (N) ; T2 = 454927,41(Nmm)
Ft2 = 2984,1(N) ; Ft3 = 7885,72 (N)
Fa2 = 1110,3 (N) ; Fa3 =2112,97(N)
Và:
2
2 2
357
. 1110,3. 198188,55
2 2
ae
a a
d
M F   (Nmm)
3
3 3
120,9
. 2035,9. 123070,15
2 2
a
a a
d
M F   (Nmm)
3 2 1
1
( ) 68,5 120,83 212 0
68,5.7885,72 120,83.2984,1
4248,77
212
x t tM o F F X
X N
   

  

Từ đó suy ra: X0 = Ft3 + Ft2 – X1 = 7885,72+2984,1–4248,77= 6621,05(N)
3 2 1 2 3
3 2 2 3
1
( ) 68,5 120,83 212 0
120,83 68,5 123070,15 198188,55 120,83.282 68,5.3073,8
212 212
682,9
y r r a a
a a r r
M o F F Y M M
M M F F
Y
N
     
     
  


Từ đó suy ra: Yo = Y1 +Fr3 – Fr2 = 682,9 + 3073,8– 282 = 3474,7(N)

Page 58
Hình 3.4: Biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz trục II
Ø48 1
454927,41
68,5 120,83 91,17
238016,95
Ma3
X0
X1
453541,9
387360,36
Ø45
Ø45
Ø50
Ø50 N.mm
N.mm
N.mm
114946,8
62260
Fr2
Fa2
FT2FT3
Fa3
Fr3
MT3
Ma2
Y0 X0 X1
Y1
110218,61
320
Y0
FT3
Fa3
Fr3
Fr2
Fa2FT2
Y1
MT2
Mx
My
Mz

Page 59
d).Tính đường kính trục tại các tiết diện
- Tại vị trí ổ lăn 0 và 1:
2 2 2
d 0,75 0t x y zM M M M   
Chọn d21 = d20 = dsb =45 mm
- Tại tiết diện 2 (lắp bánh răng trụ):
2 2 2 2 2 2
22
0,75 453541,9 238016,95 0,75.454927,41
646197,7
x y ztd
M M M
Nmm
M      

Vậy
 
22
3322 6
646,19
0,0468 46,8
0,1 0,1.63.10
tdM
d m mm

   
Chọn d22 =50 mm
- Tại tiết diện 3 (lắp bánh răng côn):
2 2 2 2 2 2
d23 0,75 387360,36 110218,61 0,75.454927,41 563396,3t x y zM M M M      
Vậy
 
23
3323 6
563,39
0,0447 44,7
0,1 0,1.63.10
tdM
d m mm

   
Chọn d23 = 50 mm

Page 60
 Tính trục III:
Trong đó:
Fr4 = 2961,7(N)
Ft4 = 7598,13(N)
Fa4 =2035,9 (N)
Fr=Fkn3=2524,42 (N)
T3= 1271168,05(Nmm)
Với: 4
4 4
341,4
. 2035,9. 347528,13
2 2
a
a a
d
M F   (Nmm)
4
4 4
341,4
. 7598,13. 1297000,79
2 2
a
T T
d
M F   (Nmm)
1 4
1
( ) 103,5 212 68,5 0
68,5.7598,13 103,5.2524,42
3687,49
212
x r tM o F X F
X N
    

  

Từ đó suy ra: X0 = Ft4 – X1 – Fr = 7598,13 –3687,49 –2524,42= 1386,22 (N)
4 1 4
4 4
1
( ) 68,5 212 0
68,5 68,5.2961,7 347528,13
2596,25
190 212
y r a
r a
M o F Y M
F M
Y N
    
 
   

Từ đó suy ra: Yo = Fr4 – Y1 =2961,7– 2596,25= 365,45 (N)

Page 61
Hình 3.5: Biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz trục III
Fr4
Fa4
FT4
Ma4
MT4
Mx
My
Mz
Y1Fkn
Y1
103,5 68,5 143,5
372561,8725033,33
1271168,05
Fkn
X0
3 0 2 1
Fr4
Fa4FT4
Y0
X0
Y0
X1
261277,47
529154,82
Ø56
Ø65
Ø60
Ø60
N.mm
N.mm
N.mm
X1

Page 62
d). Tính đường kính trục tại các tiết diện
2 2 2 2 2
d30 0,75 261277,47 0 0,75.1271168,05 1131444,68t x y zM M M M Nmm      
Vậy
 
30
3330 6
1131,4
0,0564 56,4
0,1 0,1.63.10
tdM
d m mm

   
Chọn d30 = 60 mm
2 2 2
d31 0,75 0t x y zM M M M   
Chọn d31 = d30 = 60mm
- Tại tiết diện 2 (lắp bánh răng trụ):
2 2 2 2 2 2
32 0,75 529154,82 372581,87 0,75.1271168,05
1276997,7
T
td x y zM M M M
Nmm
     

Vậy
 
32
3332 6
1277
0,0587 58,7
0,1 0,1.63.10
tdM
d m mm

   
Chọn d32 = 65 mm
- Tại tiết diện 3 (khớp nối):
2 2 2 2
d33 0,75 0 0 0,75.1271168,05 1100863,8t x y zM M M M Nmm      
Vậy
 
33
3333 6
1100,86
0,0559 56
0,1 0,1.63.10
tdM
d m mm

   
Chọn d33 = 56 mm
3. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Khi xác định đường kính trục theo công thức
 
3
0,1
tdj
j
M
d

 chưa xét đến
một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi chu kỳ

Page 63
ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt…Vì vậy
sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể
đến các yếu tố vừa nêu.
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại
các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
 2 2
.j j
j
j j
s s
s s
s s
 
 
 

(1)
Trong đó:
[s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 … 2,5
sj, sj – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét
riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j.
1
aj
j
dj mj
s
K

 

  


 (2)
1
aj
j
dj mj
s
K

 

  


 (3)
Trong các công thức trên thì:
 -1 và -1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.
Với thép 45 có b = 600 MPa thì:
-1 = 0,436b = 0,436.600 = 261,6 (MPa)
-1 = 0,58-1 = 0,58.261,6 = 125,628 (MPa)
 aj, aj, mj , mj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và
ứng suất tiếp tại tiết diện j. Có:
max minj
aj
2
j 


 (4) ;
max minj
mj
2
j 


 (5)
Vì các trục của hộp giảm tốc quay, nên ứng suất uốn thay đồi theo chu kì
đối xứng, do đó:
0mj  ; aj maxj
j
j
M
W
   (6)

Page 64
Với 2 2
yjj xjM M M 
Vì trục của hộp giảm tốc ở đây quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi
theo chu kỳ mạch động do đó:
max
mj aj
oj2 2
j jT
W

    (7)
Với Wj và Woj – là mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện j của
trục, được xác định theo bảng 10.6, [I].
Vì các trục ở đây đều có 2 rãnh then nên theo bảng 10.6, [I] ta có:
3 2
1 1( )
W
32
j j
j
j
d bt d t
d
 
  (8)
3 2
1 1( )
W
16
j j
oj
j
d bt d t
d
 
  (9)
Dựa theo kết cấu trục trên các hình vẽ trên và các biểu đồ mômen tương
ứng, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra
về độ bền mỏi:
- Trên trục I: tiết diện lắp bánh răng (13) và ổ lăn (11)
- Trên trục II: tiết diện lắp các bánh răng (22) và (23).
- Trên trục III: tiết diện lắp bánh răng (32).
Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục
theo k6 kết hợp với lắp then.
Kích thước của then bằng được cho trong bảng 9.1a, [I], trị số của mômen
cản uốn và mômen cản xoắn (công thức tính trong bảng 10.6, [I]) ứng với các
tiết diện trục nguy hiểm trên được tính và ghi lại vào bảng dưới đây:
Tiết diện
Đường
kính trục
b  h t1 W (mm3) W0 (mm3)
11 35 12  8 5 4445,7 10728,9

Page 65
13 30 10  8 5 2077,9 5294,9
22 50 16 10 6 12143 28476,8
23 50 16 10 5 12143 28476,8
32 65 20 12 7,5 25303,4 25303,4
Với: b, h – kích thước tiết diện then (mm)
t1 – chiều sâu rãnh then trên trục (mm)
  và  - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến
độ bền mỏi.
Tra bảng 10.7,[I] do 600b MPa  nằm trong khoảng 500 ÷ 700 Mpa nên:
0,05  và 0 
 Kdj và Kdj – hệ số, xác định theo các công thức sau:
1x
dj
y
K
K
K
K




 
 (10)
1x
dj
y
K
K
K
K




 
 (11)
Trong đó:
Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương
pháp gia công và độ nhẵn bề mặt.
Do các trục đượcgiacôngtrênmáy tiện, tại các tiếtdiện nguy hiểm yêu cầuđạt
Ra = 2,5 … 0,63 m, và 600b MPa  do đó theo bảng 10.8, [I], có Kx = 1,06.
Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 10.9, [I], phụ thuộc vào
phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu.
Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1.
K và K - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của
chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất.
Theo bảng 10.12, [I], khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại
rãnh then ứng với vật liệu có 600b MPa  là K = 1,46 và K = 1,54

Page 66
 và  - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục
đến giới hạn mỏi, phụ thuộc vào vật liệu trục và đường kính trục. Trị số cho
trong bảng 10.10, [I].
Từ đường kính trục của các tiết diện nguy hiểm, vật liệu các trục là thép
cacbon dựa vào bảng 10.10, [I] ta có:
Tiết diện
Đường
kính trục
 
11 35 0,85 0781
13 30 0,865 0,845
22 50 0,797 0,75
23 50 0,797 0,75
32 65 0,76 0,73
Từ đó ta xác định được tỉ số K/ và K/ tại rãnh then trên các tiết diện
đó. Và theo bảng 10.11, [I] ứng với các kiểu lắp đã chọn, 600b MPa  , với các
đường kính của các tiết diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số trên do lắp căng (lắp
có độ dôi) tại các tiết diện này. Ta có bảng:
Tiết
diện
Đường kính
trục
Rãnh then Lắp căng
K/ K/ K/ K/
11 35 1,72 1,97 2,06 1,64
13 30 1,69 1,82 2,06 1,64
22 50 1,83 2,05 2,52 2,03
23 50 1,83 2,05 2,52 2,03
32 65 1,92 2,1 2,52 2,03

Page 67
Như vậy tại các tiết diện trên đồng thời tồn tại 2 yếu tố gây mất tập trung
ứng suất, đó là lắp có độ dôi và rãnh then.Vậy ta phải so sánh các giá trị của
K/ với nhau và K/ với nhau và lấy giá trị lớn hơn để tính.
Như vậy từ các số liệu đã có ta tính được Kdj và Kdjtheo các công thức
(10) và (11):
Tiết diện d (mm) K/ K/ Kd Kd
11 35 2,06 1,97 2,12 2,03
13 30 2,06 1,82 2,12 1,88
22 50 2,52 2,05 2,58 2,11
23 50 2,52 2,05 2,58 2,11
32 65 2,52 2,1 2,58 2,16
 Xét đốivới trục I:
- Tại tiết diện 13 có: Mx = 0 và My = 13830,7 Nmm
2 2
13 y 13830,7xM M M    Nmm
- Tại tiết diện 11 có: Mx = 190197,36 Nmm và My = 53025 Nmm
2 2
11 y 197450,46xM M M    Nmm
 Xét đốivới trục II:
- Tại tiết diện 22 có: Mx = 453541,9 Nmm và My = 238016,95Nmm
2 2
22 y 512203,4xM M M    Nmm
- Tại tiết diện 23 có: Mx = 387360,36Nmm và My = 110218,61Nmm
2 2
23 y 402735,88xM M M    Nmm
 Xét đốivới trục III:
- Tại tiết diện 32 có: Mx = 529154,82Nmm và My = 372561,87Nmm
2 2
32 y 647153,13xM M M    Nmm

Page 68
Vậy từ các số liệu đã có và dựa vào các công thức (6), (7) ta lập bảng sau:
Tiết
diện
d
(mm)
T (Nmm) M (Nmm)
W
(mm3)
W0
(mm3)
a a = m
11 35 85688,36 197456,96 4445,7 10728,9 44,4 4
13 30 85688,36 13830,7 2077,9 5294,9 6,65 8,09
22 50 454927,41 512203,4 12143 28476,8 42,18 7,98
23 50 454927,41 402735,88 12143 28476,8 33,17 7,98
32 65 1271168,05 647153,13 25303,4 58977,4 25,57 10,77
Riêng m = 0.
Ta có: d22 = d23 = 50 mm và tại các tiết diện này ta chọn cùng 1 loại rãnh
then nên ta chỉ cần xét an toàn cho tiết diện nguy hiểm hơn đó là tiết diện 22 (lắp
bánh răng trụ), do có M lớn hơn tại tiết diện 23.
Theo các công thức (1), (2) và (3), với các số liệu đã tính được ta có bảng:
Tiết diện d (mm) S S S
11 40 4,03 20,4 3,62
13 35 26,9 7,75 10,08
22 55 4,25 8,04 10,22
32 70 7 5,02 7,57
Vì thông thường [s] = 1,5 … 2,5 nên với các giá trị của hệ số an toàn tại
các tiết diện nguy hiểm trên các trục đã tính ở trên đều thỏa mãn điều kiện (1)
tức là: S ≥ [S]
Vậy các trục I, II, III đều đảm bảo độ bền mỏi.
Và vì hệ số an toàn là khá lớn nên có thể không cần kiểm nghiệm về độ
cứng của các trục.
4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải
đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền
tĩnh. Công thức kiểm nghiệm có dạng:

Page 69
 2 2
d 3t      (12)
Trong đó:
ax
3
0,1
mM
d
  (13) ;
ax
3
0,2
mT
d
  (14) ;   0,8 ch  (15)
Với:
Mmax và Tmax – mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện
nguy hiểm quá tải (Nmm);
ch – giới hạn chảy của vật liệu trục, MPa.
a). Xét trục I
Tại tiết diện nguy hiểm nhất vể uốn và xoắn là tiết diện 1 lắp ổ lăn:
Ta có: Kqt = Kbd =1,3
Mmax = M11.Kqt =197456,96.1,3 = 256694 (Nmm)
Tmax = T11.Kqt =85688,36.1,3 = 111394,87 (Nmm)
ax
3 3
11
256694
59,87
0,1 0,1.35
mM
d
    (MPa)
Và ax
3 3
11
111394,87
25,98
0,1 0,1.35
mT
d
    (Mpa)
2 2 2 2
d 3 59,87 3.25,98 74,9t        (MPa)
Theo (15):   0,8 0,8.340 272ch    (MPa)
Ta có: tđ< [] . Vậy trục I đảm bảo về độ bền tĩnh.
b). Xét trục II
Tại tiết diện nguy hiểm nhất vể uốn và xoắn là tiết diện 2 lắp bánh răng trụ:
Ta có:
Mmax = M22.Kqt =512203,4.1,3 = 665864,4 (Nmm)
Tmax = T22.Kqt = 454927,41.1,3 =591405,6 (Nmm)
ax
3 3
22
665864,4
53,27
0,1 0,1.50
mM
d
    (MPa)
Và ax
3 3
22
591405,6
47,3
0,1 0,1.50
mT
d
    (Mpa)
2 2 2 2
d 3 53,27 3.47,3 97,7t        (MPa)

Page 70
Với:   0,8 0,8.340 272ch    (MPa)
Ta có: tđ< []
Vậy trục II đảm bảo về độ bền tĩnh.
c). Xét trục III
Tại tiết diện nguy hiểm nhất vể uốn và xoắn là tiết diện 2 lắp bánh răng trụ:
Ta có:
Mmax = M32.Kqt = 647153,13.1,3 = 841299,7 (Nmm)
Tmax = T32.Kqt =1271168,05.1,3 = 1652518,5(Nmm)
ax
3 3
32
841299,7
30,63
0,1 0,1.65
mM
d
    (MPa)
Và ax
3 3
32
1652518,5
60,17
0,1 0,1.65
mT
d
    (Mpa)
2 2 2 2
d 3 30,63 3.60,17 108,6t        (MPa)
Với:   0,8 0,8.340 272ch    (MPa)
Ta có: tđ< []
Vậy trục III đảm bảo về độ bền tĩnh.
II. TÍNH CHỌN THEN
Chọn mối ghép then bằng đầu tròn.
Điều kiện bền dập và điều kiện cắt:
 
 '
1
2
d d
t
T
dl h t
  

(16)
 '
2
c c
t
T
dl b
   (17)
Trong đó:
d, d - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, (MPa)
d - đường kính trục , (mm)
T – mômen xoắn trên trục, (Nmm)
b, h, t – kích thước then, tra bảng 9.1, [I]. (mm)
lt
’ - chiều dài phần làm việc của then, (mm)
lt
’ = lt – 2r = lt - b

Page 71
 d - ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5, [I] (MPa)
  150d  MPa
 c - ứng suất cắt cho phép, với then bằng thép 45 chịu tải trọng tĩnh thì:
  (60...90)c  MPa
1. Tính then trục I
Ta có: T1 = 85688,36(Nmm)
Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối và bánh răng côn có:
d =30 mm
Các kích thước của then: b × h × l = 8 × 7 × lt
Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm
Tra bảng 9.1.a, [I], ta có:
- Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 4 mm
- Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 2,8 mm
- Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,16 mm
rmax = 0,25 mm
 Then lắp tại khớp nối : có lm12 = 85
lt = (0,8 ÷ 0,9)lm12 = (0,8 ÷ 0,9).85 = (68 ÷ 76,5) mm
Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 68 mm  lt
’ = lt – b = 68 – 8 = 60 mm
Vậy:
   '
1
2 2.85688,36
31,7
30.60. 7 4
d
t
T
dl h t
   
 
MPa
 31,7 150d dMPa MPa    
   '
2 2.85688,36
11,9 60 90
30.60.8
c c
t
T
MPa MPa
dl b
      
Vậy then tại khớp nối thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt.
 Then lắp tại bánh răng côn lm13 = 55
lt = (0,8 ÷ 0,9)lm13 = (0,8 ÷ 0,9).55 = (44 ÷ 49,5) mm
’ = lt – b = 44 – 8 = 36 mm
Vậy:
   '
1
2 2.85688,36
52,9
30.36. 7 4
d
t
T
dl h t
   
 
MPa

Page 72
 52,9 150d dMPa MPa    
   '
2 2.85688,36
19,8 60 90
30.36.8
c c
t
T
MPa MPa
dl b
      
Vậy then tại bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt.
2. Tính then cho trục II
Ta có: T2 = 454927,41(Nmm)
Theo tínhtoánđườngkínhtrục tạichỗ lắp bánh răng trụ và bánh răng côn có:
d = 50 mm
Các kích thước của then: b × h × l = 14 × 9× lt
Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm
- Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 5,5 mm
rmax = 0,4 mm
 Then lắp tại bánh răng côn lm23 = 65
lt = (0,8 ÷ 0,9).lm23 = (0,8 ÷ 0,9).65 = (52÷ 58,8) mm
’ = lt – b = 52 – 14= 38 mm
Vậy:
   '
1
2 2.454927,41
136,8
50.38. 9 5,5
d
t
T
dl h t
   
 
MPa
 136,8 150d dMPa MPa    
   '
2 2.454927,41
34,2 60 90
50.38.14
c c
t
T
MPa MPa
dl b
      
Vậy then tại bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt.
 Then lắp tại bánh răng trụ lm22 = 70
lt = (0,8 ÷ 0,9)lm22 = (0,8 ÷ 0,9).70 = (56 ÷ 63) mm
Theo tiêu chuẩn chọn then có:
lt = 56 mm  lt
’ = lt – b = 56 – 14 = 42 mm

Page 73
Vậy:
   '
1
2 2.454927,41
123,79
50.42 9 5,5
d
t
T
dl h t
   
 
MPa
 123,79 150d dMPa MPa    
   '
2 2.454927,41
30,95 60 90
50.42.14
c c
t
T
MPa MPa
dl b
      
Vậy then tại bánh răng trụ thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt.
3. Tính then cho trục III
Ta có: T3 = 1271168,05 (Nmm)
Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng trụ có:
d = 65 mm
Các kích thước của then: b × h × l = 18 × 11 × lt
Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm
- Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 7 mm
rmax = 0,4 mm
 Then lắp tại bánh răng trụ lm32 = 85
lt = (0,8 ÷ 0,9)lm32 = (0,8 ÷ 0,9).85 = (68 ÷ 76,5) mm
Theo tiêu chuẩn chọn then có:
lt = 80 mm  lt
’ = lt – b = 80 – 18 = 62 mm
Vậy:
   '
1
1271168,052 2.
148,3
65.62. 11 7
d
t
T
dl h t
   
 
MPa
 148,3 150d dMPa MPa    
   '
2 2.
35,04 60 90
65.62.18
1271168,05
c c
t
T
MPa MPa
dl b
      
Vậy then tại bánh răng trụ thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt.
 Then lắp tại khớp nối
Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng trụ có:

Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn dùng cho băng tải

Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn dùng cho băng tải

Recommandé

Recommandé

Contenu connexe

Tendances

Tendances (20)

Similaire à Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn dùng cho băng tải

Similaire à Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn dùng cho băng tải (20)

Plus de Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO 0917193864

Plus de Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO 0917193864 (20)

Dernier

Dernier (20)

Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn dùng cho băng tải