SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp
nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất đònh trong cuộc sống cũng như trong sản xuất.
Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ
phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí nhằm củng cố lại các kiến thức đã
học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh
viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ
phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản
như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ
sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Trần Thiên Phúc, cũng như các thầy cô và các
bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em
mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiẹân.

Nguyễn Trung Nghiệp

1


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

Phần 1 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Số liệu cần thiết:
Công suất trên trục băng tải, P(kW): 5.5

2


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

Số vòng quay trên trục tang dẫn, n(vòng/phút): 60
Thời gian phục vụ, L (năm): 6
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải

T1=T

T2=0.9T

t1=36

t2=30

1.1 .TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ:
1.1.1

Xác định cơng suất động cơ:


Pct =

Pt
η

Pct: cơng suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
Pt , cơng suất tính tốn trên trục máy cơng tác (kW).

η : hiệu suất.
Pt=P.KA
Pt = P .

 T
∑ i
 Tmax

2

 ti
 .
 ∑ ti

2

=>Pt = P .

2

t

t
 T1 
T 
  . 1 + 2  . 2
 T  t1 + t 2  T  t1 + t 2
2

2

T
36
30
 0,9T 
=5.5  ÷ .
= 5.258 (kW)
+
÷.
 T  36 + 30  T  36 + 30

η = η X .ηbr 2 .ηOL 3 .η K

Trong đó:

ηk – Hiệu suất khớp nối , ηk = 0,99.
ηx – Hiệu suất bộ truyền xích, ηx = 0,96.
3


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp


GVHD: Trần Thiên Phúc
ηbr – Hiệu suất bộ truyền báng răng trụ, ηbr =0,97
ηol – Hiệu suất 1 cặp ổ lăn, ηol =0,99

 η = 0,99 . 0,972 . 0,993 . 0,96= 0,876.
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:
Pct =
1.1.2

5.258
= 6 (kW)
0,876

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb=nct.ut
Với ut:tỉ số truyền chung của hệ thống, ta có:
ut=uh.ux
uh:tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp
ux:tỉ số truyền động xích
Theo gợi ý bảng 2.4 ta chọn:
ut=uh.ux=10,14.2,5=25,35
=> nsb=60.25,35=1521 vg/ph
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb=1500 vg/ph
1.1.3

Chọn động cơ:

Như vậy theo bảng P1.3,Phụ lục vời Pct=6 kW và ndb=1500vg/ph,dùng động cơ
4A132S4Y3 có


Pdc=7.5kW
ndc=1455vg/ph ;
Tmax/Tn=2,2 > TK/Tdn=2
η=85%

cosφ=0.86

4


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

1.2 . PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:
1.2.1

Tỉ số truyền ut của hệ dẫn động:
ndc
1455
=
= 24.25
nct
60

ut =
1.2.2

Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động :


a.Chọn lại tỉ số truyền của hộp giảm tốc:
Chọn uh=10,14
u1 = 3,9
u2 = 2,6
ux =

ut 24, 25
=
= 2.39
uh 10,14

b.Xác đònh các công suất và số vòng quay trên các trục:
Cơng suất các trục:
Trên trục III : P3 =

P
5
=
= 5,787 kW
ηol .η x 0,99.0,96

Trên trục II : P2 =

P3
5.787
=
= 6,026 kW
η ol .η br 0,99.0,97


Trên trục I : P1 =

P2
6.026
=
=6.275 kW
η ol .η br 0,99.0,97

Số vòng quay trên các trục:
Trên trục I : n1 = ndc = 1455 (vòng/phút)
Trên trục II : n2 =

n1
1455
=
=373(vòng/phút)
u1
3,9

5


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

Trên trục III : n3 =

n 2 373
=

=143.5(vòng/phút)
u 2 2, 6

Moment xoắn trên các trục:
9,55.10 6.P1 9,55.106.6, 275
Trên trục I :T1 =
=
=41186.43 (N.mm)
n1
1455
Trên trục II :T2 =

9,55.10 6.P2 9,55.106.6, 026
=
=154285 (N.mm)
n2
373

9,55.10 6.P3 9,55.106.5, 787
Trên trục III:T3 =
=
=385128 (N.mm)
n3
143,5
Trên trục công tác:T4 =

9,55.10 6.P 9,55.106.5, 787
=
=875417 (N.mm)
n

143,5

Ta có bảng sau:
Trục
Thông số

Công suất P ,KW

I

II

III

Công tác

6.275

6.026

5.787

5.5

Tỉ số truyền u
Số vòng quay n, v/p
Mômen xoắn T, Nmm

3,9


2,6

2,39

1455

373

143,5

60

41186,43

157285

385128

875417

.

6


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

Phần 2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Thơng số đầu vào :
- Tỷ số truyền ux = 2,39
- Công suất

P3 = 5.787Kw

- n3=143.5 vòng/phút
-Tuổi thọ: Ln=6.300.8.2=28800giờ.
2.1 Chọn loại xích :

Dùng xích con lăn

2.2 Xác đònh các thông số của xích và bộ truyền:
a) Tra bảng 5.4[1] Với Ux = 2,39 . Ta chọn số răng đóa xích nhỏ là:
Z1 = 25 ( răng )
Suy ra số răng đóa xích lớn là :
Z2 =Z1 .ux = 25.2,39=59.75
Chọn Z2 =60 (răng) < Zmax = 120
b) Xác đònh hệ số K, Kn,KZ :
- Theo công thức 5.4[1]. Hệ số sử dụng được xác đònh:

7


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

K= K0 . Kα . Kđc . Kđ . Kc . Kbt = 1.1.1.1,25.1,25.1,3 = 2,03
Trong đó, theo bảng 5.6[1] :

K0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bộ truyền .

•

Chọn đøng xích nối tâm đóa xích so với đường nằm ngang => K0 = 1.
•

Kα - Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích.
Chọn a= 40p => Kα =1
Kđc - Hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích.

•

Chọn không điều chỉnh được -> Kđc =1,25.
•

Kđ - Hệ số tải trọng động . Va đập nhẹ -> Kđ =1,3

•

Kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền.

Làm việc 2 ca -> Kc = 1,25.
•

Kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn.

Bôi trơn nhỏ giọt-> Kbt =1

- Hệ số vòng quay Kn:


Kn=

n01
n3

Tra bảng 5.5[1].Ta chọn số vòng quay đĩa nhỏ n01 = 200 (vòng/phút)
Do đó : Kn =

200
=1,395
143,5

- Hệ số răng Kz :

Kz =

n01 25
=
=1
n1 25

c) Công suất tinh toán Pt và chọn bước xích:

8


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

Pt =


GVHD: Trần Thiên Phúc

P3 .K .K Z .K n
5,729 . 2,03 . 1 .1,395
=
=16,23 (Kw)
Kd
1

Với : Kd - hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy.
Chọn số dãy xích là 1 dãy => Kd = 1
Tra bảng 5.5 ứng với cơng suất cho phép [P] > Pt va số vòng quay thực nghiệm no1
=200vg/ph ta có được bước xích pc=31,75(mm)
d) Khoảng cách trục :
Chọn sơ bộ a = 40 pc =40. 31,75 =1270 mm
Số mắc xích xác đònh theo 5.12[1] :
2a
 (Z 2 − Z1 ) 2 . pc 
X =
+ 0,5 (Z1 + Z2+) + 

pc
4π 2 a


2.1270
(60 − 25) 2 .31, 75
=
+ 0,5 (25 + 60) +

31.75
4π 2 .1270
= 123,27 mắc.
Chọn X=124 (mắc)
Tính lại khoảng cách trục theo công thức:


Z1 + Z 2 

 Z + Z2
 +  X −  1
a = 0,25. pc .  X −

2 
 2



2


 Z − Z1 
  − 2. 2


 π


2







2
2

25
+
60

25
+
60

60
−
25






= 0,25.31,75.  124 −
÷+ 124 − 
÷÷ − 2. 
÷
2 


 2 
 π  




= 1282 mm

9


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

Để xích không chòu lực căng quá lớn, giảm a đi:
Δa = (0,002÷0,004).a = (0,002÷0,004).1282=4
Do đo( a = 1282 – 4 = 1278 (mm).
Chọn a = 1278 mm.
e) Số lần va đập của xích trong một giây
i=

25.143.5
Z 1 .n3
=
= 1,93 < [i] = 25.
15.124
15. X


Theo bảng 5.9, pc = 31.75mm –> [i] =25
f) Kiểm nghiệm xích về độ bền :
Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công thức (5.15[1])
S=

Q
( k d .Ft + F0 + Fv )

Trong đó :
 Tải trọng phá hỏng Q tra theo bảng 5.2. Với pc = 31.75 mm.
Q = 88.5 KN ; q = 3,8 kg/m
 Hệ số tải trọng Kđ . Chọn Kd = 2
 Lực căng vòng Ft được xác đònh :
Ft =

Với V =

1000.P 1000.5, 279
=
= 3007,35(N)
1,905
V
60.60.31, 75
Z 1 . p c .n3
=
=1,905 (m/s)
60000
60000

10



SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

 Lực căng F0 do trọng lượng nhánh xích bò động sinh ra được xác đònh :
F0 = 9,81 . Kf . q. a =9,81 . 6 .3,8 .1,278 =285,848(N)
Với : Kf – Hệ số phụ thuộc độ vững của xích.
Chọn Kf = 6 , bộ truyền nghiêng 1 góc < 400
 Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
Fv = qv2 = 3,8 . 1,9052 = 13,79 (N)
88,5.103
Do đó : S=
( 2.3007,35 + 285,848 + 13, 79 ) = 14,016 .
Theo bảng 5.10 [1] với n3=143,5vòng/phút và pc = 31,75 thì [S] =8,5.
Vậy S ≥ [S] – Bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền.

g) Thông số bộ truyền xích :
Xác đònh các thông số của đóa xích theo công thức 5.17 :
pc
31, 75
 π  =  π  = 253,33 ( mm )
d1 =
sin   sin  ÷
 25 
 Z1 
pc
π
d2 =

sin 
 Z2

31, 75
 =
π 
sin  ÷ = 606,66 ( mm )

 60 


da1 =d1+0,7p=275,56mm
da2 = d2+0,7p=628,89mm
h)Lực tác dụng lên trục:

11


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

Fr=KmFt Km=1,15(xích nằm ngang)
=1,15.3007,35
=3458,45N

Phần 3 Tính bộ truyền bánh răng
A. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM
Số liệu ban đầu:
Công suất P =5.966 kW

Số vòng quay bánh dẫn: n = 373 vg/phút
Moment xoắn: T = 152479Nmm
Tỷ số truyền: u= 2,6
Tuổi thọ Lh= 28800 giờ

1. Chọn vật liệu
Bánh nhỏ : chọn thép C40X tơi cải thiện đạt HB 230-260 có
σb1 = 850 MPa ; σch1 = 550 MPa . Chọn HB = 260
Bánh lớn : chọn thép C40X tơi cải thiện đạt HB 230-260 có
σb2 = 850 MPa ; σch2 = 550 MPa . Chọn HB = 245

2. Số chu kỳ làm việc cơ sở.
2, 4
N HO1 = 30 HB3 = 30.260 2, 4 = 18.75.10 7 chu kỳ.

12


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

N HO 2 = 30 HB4

GVHD: Trần Thiên Phúc
2, 4

= 30.245 2, 4 = 16,26.10 7 chu kỳ.

3. Số chu kỳ làm việc tương đương:
3


 Ti 
8
N HE1 = 60.c.∑ 
 n.i t i = 5.56.10 chu kỳ.
 T max 
3

N HE 2

 Ti 
8
= 60.c.∑ 
 n.i t i = 2,17.10 chu kỳ.
T
max


6

 Ti 
8
N FE1 = 60.c.∑ 
 n.i t i = 5,07.10 chu kỳ.
 T max 
6

N FE 2
Vì:

 Ti 

8
= 60.c.∑ 
 n.i t i = 1,95.10 chu kỳ.
 T max 

N HE1 > N HO1 ; N HE 2 > N HO 2 ; N FE1 > N FO1 ; N FE 2 > N FO 2

Nên ta có hệ số tuổi thọ:

K HL1 = K HL 2 = K FL1 = K FL 2 = 1

4. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
δ OH lim = 2.HB + 70.
Bánh dẫn :

δ OH lim1 = 2.HB + 70. = 590MPa

Bánh bò dẫn:

δ OH lim 2 = 2.HB + 70. = 560 MPa

5. Ta có giới hạn mỏi uốn:
δ OF lim = 1,8.HB
Bánh dẫn :

δ OF lim1 = 1,8HB = 468MPa

Bánh bò dẫn:

δ OF lim 2 = 1,8 HB = 441MPa


6. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[δ H ] = δ OH lim K HL Với sH=1,1 tra bảng 6.13 [3]
sH
⇒ [δ H ] 1 =

δ OH lim1
K HL1 = 536,36MPa
sH

13


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp
⇒ [δ H ] 2 =

GVHD: Trần Thiên Phúc

δ OH lim 2
K HL 2 = 509,1MPa
sH

Chọn giá trò nhỏ trong 2 giá trò trên ta có ứng suất ti61p xúc cho phép:
[δ H ] = 509,1MPa
7. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:
[δ F ] = δ OF lim K FL
Với sF=1,75 tra bảng 6.13 [3]
sF
⇒ [δ F ] 1 =


δ OF lim1
K FL1 = 267,43MPa
sF

⇒ [δ F ] 2 =

δ OF lim 2
K FL 2 = 252 MPa
sF

8. Do hộp giảm tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo độ
bền tiếp xúc.
Theo bảng 6.15 tài liệu [3] ta chọn:
ψba =0,45
Khi đó : ψ bd =

ψ ba .(u + 1)
= 0,96
2

Ứng với ψbd vừa chọn , tra bảng ta có :
KHβ= 1,27
KFβ= 1,58
9. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
T1 .K Hβ
a w = 50(u + 1)3
2
ψ ba .[δ H ] .u

= 50(2,6 + 1)3


152749.1,27
= 153,55mm
0,45.509,12 2.2,6

Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 160mm.

14


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

10. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)a w
⇒ m=2.5
Số răng :
z1 = 2a w /(m(u + 1)) = 35,55 răng
Chọn z1=36 răng ⇒z2=94 răng .
11. Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:
z
u = 2 = 2,611
sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=2,6 là 0,42%.
z1
12. Các thông số hình học của bộ truyền:
o Đường kính vòng chia:
d1= z1 . m=37.3= 90 mm
d2 =z2 . m=96.3= 235 mm
o Đường kính vòng đỉnh:


d a1 = d1 + 2.m = 95 mm
d a 2 = d 2 + 2.m = 240 mm

o Khoảng cách trục: a w =

z1 .m(1 + u )
≈ 162,5 mm
2

o Chiều rộng vành răng:
Bánh bò dẫn: bw 2 = ψ ba .a = 0,4.200 = 73 mm.
Bánh dẫn:

bw1 = bw 2 + 5 = 80 + 5 = 78 mm

o Vận tốc vòng bánh răng:
π .d1 .n1 π .90.373
v=
=
= 1,758(m / s)
60000
60000
Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9.
o Xác đònh giá trò các lực :
Bánh dẫn:
Lực vòng : Ft1 =

2T1
= 3394 N
d1


15


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc
Lực hướng tâm: FR1= Ft1.tgα=1235.5N

13. Tính toán kiểm nghiệm giá trò ứng suất tiếp xúc:

σH =

Z M .Z H .Z ε
d w1

2.T1 .K H .(u + 1)
bw .u

Z M = 274 MPa1/3

ZH =

2. cos β b
= 3,11
sin(2α tw )

Zε =

(4 − ε α )

= 0,864
3

εβ =

bw . sin β
=0
π .mn


1
1 
ε α = 1,88 − 3,2.( + ). cos β = 1,76
Z1 Z 2 

K H = K Hβ K Hα K Hv =1,06.1,147.1,09 =1,36
K Hα =1

K Hv = 1 +

ν H bw d w1
= 1,07
2T1 K Hβ K Hα

ν H = δ H g0v

aw
= 4,058
u


δ H = 0.004
g 0 = 82
v = 1,758m / s

σ H 1 = 408 < [σ H ]
Do đó bánh răng thoã điều kiện ưÙng suất tiếp xúc.

16


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

14. Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
2T K Y Y Y
δ F 1 = 1 F ε β F 1 < [δ H ]
bω dω1m

Yε =

1
1
=
= 0,568
ε α 1,76

Yβ = 1
YF 1 = 3,74
YF 2 = 3,6

K F = K Fβ K Fα K Fv = 1,58.1.1,823
K Fβ = 1.58
K Fα = 1
K Fv = 1 +

ν F bwd w1
= 1,154
2T1K Fβ K Fα

ν F = δ F g 0v

aw
= 11,16
u

δ F = 0.011
g 0 = 73
v = 1.758m / s

σ F 1 = 71,056 < [σ F 1 ]
σ F 2 = 68,4 < [σ F 2 ]
B. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH
Số liệu ban đầu:
Công suất P = 6,212
Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 1455 vg/phút
Moment xoắn: T1 = 41186 Nmm
17


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp


GVHD: Trần Thiên Phúc

Tỷ số truyền: ubr1 = 3,9
Tuổi thọ Lh= 28800

1. Chọn vật liệu
Bánh nhỏ : chọn thép C45 tơi cải thiện đạt HB 192-140 có
σb1 = 750 MPa ; σch1 = 450 MPa . Chọn HB = 230
Bánh lớn : chọn thép C40X tơi cải thiện đạt HB 230-260 có
σb2 = 750 MPa ; σch2 = 450 MPa . Chọn HB = 215
2. Số chu kỳ làm việc cơ sở.
2, 4
N HO1 = 30 HB3 = 30.230 2, 4 = 1,337.10 7 chu kỳ.

N HO 2 = 30 HB4

2, 4

= 30.215 2, 4 = 1,188.10 7 chu kỳ.

3. Số chu kỳ làm việc tương đương:
3

 Ti 
9
N HE1 = 60.c.∑ 
 n.i t i = 2,2.10 chu kỳ.
 T max 
3


N HE 2

 Ti 
9
= 60.c.∑ 
 n.i t i = 5,56.10 chu kỳ.
T
max


6

 Ti 
9
N FE1 = 60.c.∑ 
 n.i t i = 1,98.10 chu kỳ.
 T max 
6

N FE 2
Vì:

 Ti 
9
= 60.c.∑ 
 n.i t i = 5,07.10 chu kỳ.
 T max 

N HE1 > N HO1 ; N HE 2 > N HO 2 ; N FE1 > N FO1 ; N FE 2 > N FO 2


Nên ta có hệ số tuổi thọ:

K HL1 = K HL 2 = K FL1 = K FL 2 = 1

4. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
δ OH lim = 2.HB + 70.
Bánh dẫn :

δ OH lim1 = 2.HB + 70. = 530MPa

18


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp
Bánh bò dẫn:

GVHD: Trần Thiên Phúc

δ OH lim 2 = 2.HB + 70. = 500 MPa

5. Ta có giới hạn mỏi uốn:
δ OF lim = 1,8.HB
Bánh dẫn :

δ OF lim1 = 1,8HB = 414MPa

Bánh bò dẫn:

δ OF lim 2 = 1,8 HB = 387 MPa


6. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[δ H ] = δ OH lim K HL Với sH=1,1 tra bảng 6.13 [3]
sH
⇒ [δ H ] 1 =

δ OH lim1
K HL1 = 482 MPa
sH

⇒ [δ H ] 2 =

δ OH lim 2
K HL 2 = 455MPa
sH

Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:

[δ H ] = 0,5.([δ H 1 ] + [δ H 2 ]) = 468MPa
7. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:
[δ F ] = δ OF lim K FL
Với sF=1,75
sF
⇒ [δ F ] 1 =

δ OF lim1
K FL1 = 236,57 MPa
sF

⇒ [δ F ] 2 =


δ OF lim 2
K FL 2 = 221,14MPa
sF

8. Do hộp giảm tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo độ bền
tiếp xúc.
Ta chọn:
ψba =0,2

19


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp
Khi đó : ψ bd =

GVHD: Trần Thiên Phúc

ψ ba .(u + 1)
= 0,52
2

Ứng với ψbd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có :
KHβ= 1,06
KFβ= 1,14
9. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
T1 .K Hβ
a w = 43(u + 1)3
= 106mm
2

ψ ba .[δ H ] .u

Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 125mm.
10. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : mn= (0,01÷0,02)aw (Ứng với
HB1, HB2 < 350HB)
⇒ ta chọn mn=2
11. Chọn góc nghiêng răng β:300
2a cos β
Z1 = ω
= 22
m(u + 1)
Suy ra z2=86 răng.
12. Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:
z
u = 2 = 3,91
sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=3,9 là 0,25%.
z1
13. Góc nghiêng răng:

β = arccos

mn .(u + 1).Z1
= 30,2 0
2.a w

14. Các thông số hình học của bộ truyền:
o Đường kính vòng chia:
m .Z
3.22
d1 = n 1 =

= 50,93mm
cos β cos 32,48 0

20


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp
d2 =

GVHD: Trần Thiên Phúc

mn .Z1
3.22
=
= 199mm
cos β cos 32,48 0

o Đường kính vòng đỉnh:

d a1 = d1 + 2.mn = 54,93 mm
d a 2 = d 2 + 2.mn = 203 mm

o Khoảng cách trục: a w =

z1 .mn (1 + u )
≈ 125 mm
2 cos β

o Chiều rộng vành răng:
Bánh bò dẫn: b2 = ψ ba .a = 0,2.125 = 25 mm.


b1 = b2 + 5 = 25 + 5 = 30 mm

Bánh dẫn:

o Vận tốc vòng bánh răng:
π .d1 .n1
v=
= 3,9( m / s) < vth = 6(m / s )
60000
Chọn cấp chính xác là 9.

o Xác đònh giá trò các lực :
Lực vòng :

Ft1 =

2T1
= 800 N
d1

Lực hướng tâm:

Fr1 =

Ft1 .tgα
= 578,4 N
cos β

Lực dọc trục: Fa1 = Ft1 .tgβ = 465,6 N

15. Tính toán kiểm nghiệm giá trò ứng suất tiếp xúc:

σH =

Z M .Z H .Z ε
d w1

2.T1 .K H .(u + 1)
bw .u

Z M = 274

21


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

ZH =

GVHD: Trần Thiên Phúc

2. cos β b
= 1,79
sin(α tw )

 tan α
Trong đó: α tw = arctan
 cos β

 tan 20 0 


 = 32 0
 = arctan
0 

 cos 30,2 

cos β b = cos α t tgβ = 26 0
Zε =

1
= 1,79
εα

bw .sin β 25.sin 30,2 0
εβ =
=
= 0,825
π .mn
π .2


1
1 
ε α = 1,88 − 3,2.( + ). cos β = 1,47
Z1 Z 2 

K H = K Hβ K Hα K Hv =1,06.1,147.1,09 =1,325
K Hα =1,147


K Hv = 1 +

ν H bw d w1
= 1,09
2T1 K Hβ K Hα

ν H = δ H g0v

aw
= 3,6
u

δ H = 0.002
g 0 = 82
v = 3,9m / s

σ H 1 = 413,97 < [σ H ]
16. Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
2T K Y Y Y
δ F 1 = 1 F ε β F 1 < [δ H ]
bω dω1m

22


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

Yε =

GVHD: Trần Thiên Phúc


1
1
=
= 0,68
ε α 1,47

Yβ = 0,786
YF 1 = 3,76
YF 2 = 3,6
K F = K Fβ K Fα K Fv = 1,14.1,39.1,2 = 1,9
K Fβ = 1.14
K Fα = 1,39
K Fv = 1 +

ν F bw d w1
= 1,2
2T1 K Fβ K Fα

ν F = δ F g0v

aw
= 9,716
u

δ F = 0.06
g 0 = 82
v = 3,9m / s

σ F 1 = 61,135 < [σ F 1 ]

σ F 2 = 58,53 < [σ F 2 ]
Bảng thông số bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

23


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp
Bánh răng

GVHD: Trần Thiên Phúc
Cấp nhanh

Bánh
dẫn

vòng chia (d)
Đường kính
vòng đỉnh (da)
Chiều rộng
vành răng (bw)
Góc profin gốc
(α )
Góc nghiêng
răng β

Bánh
bò dẫn

Khoảng cách
trục (aw)

Đường kính

Cấp chậm
Bánh

Bánh

dẫn

bò dẫn

125

162,5

50,93

199

90

235

54,93

203

95

240


30

25

78

73

20 0

20 0

30,2 0

00

Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

24


SVTH: Nguyễn Trung Nghiệp

GVHD: Trần Thiên Phúc

Điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:
Mức dầu thấp nhất ngập chiều cao răng của bánh răng 2, nhưng ít nhất là 10mm
Khoảng cách giữa mức dấu thấp nhất và cao nhất là:
hmax–hmin=10 ÷ 15mm

Vậy hộp gảm tốc thỏa điểu kiện bôi trơn ngâm dầu

Phần 4 Tính trục
Vật liệu chế tạo trục là thép 45C tôi cải thiện.
Giới hạn bền:δb=750MPa

δch=450MPa.

HB230
ng suất xoắn cho phép: [τ ]=25 MPa đối với trục vào, ra

25