NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN Lời nói đầu
Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển như vũ bão, mang lại những lợi
ích cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao đời
sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực
cũng như trên thế giới. Đảng và nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những
năm tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá.
Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát

(roto ngắn mạch).Vì nó có những ưu điểm sau:
• Kết cấu đơn giản,dễ bảo quản, làm việc tin cậy.
• Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện.
• Giá thành tương đối hạ.
Nhưng nó có nhược điểm là:
• Hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với động cơ 3 pha đồng bộ).
• Không điều chỉnh được vận tốc.
Nhưng nhờ có những ưu điểm cơ bản, ta chọn động cơ xoay chiều 3 pha
không đồng bộ roto lồng sóc (ngắn mạch). Nó phù hơp để dẫn động các thiết bị
vận chuyển, băng tải, xích tải…
2- Chọn công suất động
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho
nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lơn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo điều
kiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau:
dc dc
dm dt
P P
≥

Trong đó:
dc
dm
P
- công suất định mức của động cơ

dc
dt
P
- công suất đẳng trị trên trục động cơ.
Vì tải trọng không đổi nên:

1200.0,9
4,5( ).
10 1000
ct
t
lv
F v
P Kw
= = =

Trong đó:
t
F
- lực vòng trên trục công tác (N)
V –vận tốc vòng của xích tải (m/s)

Σ
η
: Là hiệu suất truyền động

Σ
η
=
2
kn
η
.
4
ol
η

2
.0,99
4
.0,97
2
= 0,9
Ta có công suất của động cơ là :
6,12
6,8( )
0,9
dc
lv
P Kw= =
3- Xác định số vòng quay trên trục động cơ:
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác
định theo công thức:
60.
db
f
n
p
=
Trong đó: f - tần số của dòng điện xoay chiều (Hz), (f=50Hz)
P - số đôi cực từ,p=1,2,3,4,5,6
Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600 và
500(v/ph). Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành
của động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng
cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới
kích và giá thành của các bộ truyền tăng lên. Do vậy, trong các hệ dẫn động cơ khí
nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt thì dùng động cơ có số vòng quay

U
Sb
=
1500
14,474
103,63
db
ct
n
n
= =
Tra bảng 1.2[1] ta thấy U
Sb
= 14,474 nằm trong khoảng nên dùng nên ta
chọn n
db
= 1500(v/ph). Thỏa mãn điều kiện ti số truyền: U
sb
=(8÷40)
4- Chọn động cơ thực tế.
Theo bảng P.1.2 [1], với
6,8( )P Kw
=
và n
db
=1500(V/phut).
Ta dùng động cơ 4A132S4Y3 có n
đc
= 1455 (v/phút) ; P
đc

k
dn
T
T
Với:
k
T
- mômen khởi động của động cơ.

dn
T
- mômen danh nghĩa của động cơ.

dc
dm
P
- công suất của động cơ.
Tra bảng P1.2[1]. Ta có T
k
/T
dn
= 2,0 ;
dc
dm
P
= 7,5 (Kw)
⇒
dc
mm
P

ct
n
U
n
Σ
=
Trong đó:
n
dc
- Số vòng quay của động cơ đã chọn, n
dc
= 1455 (v/phut)
n
ct
- Số vòng quay của trục công tác, n
ct
= 103,63 (v/phut).
⇒
1455
14,04
103,63
U
Σ
= =
Vì không có các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc nên
h
U U
Σ
=
=14,04

ψ
ψ
=
÷1,3, ta chọn
2
1
1,2
ba
ba
ψ
ψ
=

k
c2
= 1÷1,3
,
chọn k
c2
= 1
⇒ U
2
=1,2776
3
1,2.1.14,04
= 3,28
● Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
1
2
h

=
1
1455
339,95( / )
4,28
I
n
v ph
U
= =
Trục III: n
III
=
2
339,95
103,64( / )
3,28
II
n
v ph
U
= =
Trục IV: n
IV
=
III
kn
n
U
= n

II
= P
I
.
. 6,732.0,97.0,99 6,465( )
br ol
KW
η η
= =
Công suất danh nghĩa trên trục III:
P
III
= P
II
.
. 6,465.0,97.0,99 6,208( )
br ol
KW
η η
= =
Công suất danh nghĩa trên trục IV:
P
IV
= P
III
.
. 6,208.1.0,99 6,146( )
kn ol
KW
η η

N mm
=
Mômen xoắn trên trục III:
T
III
=
6
9,55.10 .6,208
572483,58( . )
103,56
N mm
=
Mômen xoắn trên trục IV:
T
IV
=
6
9,55.10 .6,146
566328,64( . )
103,64
N mm
=
Mômen xoắn trên trục động cơ:
dc
T
=
6
9,55.10 .6,8
44632,3( . )
1455

truyền thường gặp phải là tróc mỏi bề măt bánh răng ăn khớp, làm cho tuổi thọ của
cơ cấu giảm xuống rất nhiều.Vì vậy ta phải chọn vật liệu bánh răng để xác định giá
trị ứng suất giới hạn [σ
H
] cho phép.
Để thiết kế và tính toán ra các thôngsố hình học bánh răng vừa đáp ứng được
yêu cầu về tỉ số truyền, tại để cho ứng suất tiếp xúc sinh trong quá trình ăn khớp là
σ
H
không được lớn hơn [σ
H
] cho phép.
I- Thiết kế cặp bánh răng trụ thẳng cấp nhanh:
1- Chọn vật liệu.
Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất trung bình. Vì vậy ta chọn vật
liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp và
có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn
tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện.
Tra bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu bánh răng như sau:
a- Bánh nhỏ: Dùng thép 45, tôi cải thiện, có độ cứng HB = 241÷285, giới hạn bền
1b
σ
= 850(Mpa), giới hạn chảy
1ch
σ
= 580(Mpa). Ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là
HB
1
= 250.
b- Bánh lớn: Dùng thép 45, tôi cải thiện.

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
XH
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
V
.k
XH
= 1. Nên ta có:

[ ]
0
lim
.
H
H HL
H
k
S
σ
σ
=
0
limH
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
S
H

H
m
HE
N
N

Trong đó:
m
H
– bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, m
H
= 6 (Khi HB ≤ 350)
N
H0
- chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử kề tiếp xúc.
N
HO
= 30.
2,4
HB
H
H
HB
- độ rắn brinen
⇒ N
HO1
= 30.250
2,4
= 1,7.10
7

N
HE2
= 60.1.339,95.63072 = 128,65
7
Ta thấy: N
HE1
> N
HO1
→ ta lấy N
HE1
= N
HO1
→ k
HL1
= 1
N
HE2
> N
HO2
→ ta lấy N
HE2
= N
HO2
→ k
HL2
= 1
Thay số vào ta được ứng suất cho phép của bánh răng:
[
H
σ

H
k MPa
S
σ
= =
Do đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định
như sau:
[ ] [ ] [ ]
1 2
min( , ) 463,6( )
H H H
Mpa
σ σ σ
= =
b- ứng suất uốn cho phép:
[
F
σ
] =
0
lim
. . . . .
F
R S XF FL FC
F
Y Y K K K
S
σ
Trong đó:
Y

σ
- ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
S
F
– hệ số an toàn.
Tra bảng 6.2[1]. Ta được:
S
F
= 1,75

0
limF
σ
= 1,8HB
⇒
0
lim1F
σ
= 1,8.250 = 450 (MPa)

0
lim2F
σ
= 1,8.220 = 396 (MPa)
K
FL
- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng bộ
truyền.

FL

= 60.C.n.t
Σ
= N
HE
(bộ truyền chịu tải trọng tĩnh)
⇒ N
FE1
= N
HE1
= 5506,2
6
N
FE2
= N
HE2
= 1286,5
6
Ta thấy: N
FE1
> N
FO1
→ ta lấy N
FE1
= N
FO1
→ K
FL1
= 1
N
FE2

F
K K MPa
S
σ
= =
[
F
σ
]
2
=
0
lim2
2
396
. . .1.1 226,3( )
1,75
F
FC FL
F
K K MPa
S
σ
= =
3- Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:
a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Khoảng cách trục xác định theo công thức:
a
w
= k

H
σ
]: ứng suất tiếp xúc cho phép, [
H
σ
] = 463,6 (Mpa)
ψ
ba
-hệ số chiều rộng bánh răng, tra bảng 6.6[1]. Ta chọn ψ
ba
= 0,3.
K
Hβ
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải tọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc. Ta có:
ψ
bd
= 0,5. ψ
ba
(u+1) = 0,5.0,3.(4,28+1) = 0,79
Với ψ
bd
= 0,79 tra bảng (6.7) [1],ta được K
Hβ
= 1,02.
Thay số vào ta được:
a
w
= 49,5(4,28+ 1).
3

Lấy Z
1
= 27(răng).
+ Xác định số răng bánh lớn (bị động)
Z
2
= u
1
.Z
1
= 4,28.27 = 115,56
Lấy Z
2
= 116 (răng).
Số răng tổng là : Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 27 + 116 = 143 (răng).
4- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện
sau:
H
σ
= Z
M
.Z
H

=
tw
b
Sin
Cos
α
β
2
2

Với: β
b
- Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ = 0,(vì β=0)
⇒
β
b
= 0
Tra bảng 6.11[1] ta có:
Khoảng cách trục chia: a =
2 1
0,5 ( )
0,5.2(116 27)
143( )
os 1
m Z Z

a c
c
a
α
 
 
= =
 ÷
 ÷
 
 
o
Thay số vào ta được: Z
H
=
2. 0
1,76
40 0'
Cos
Sin
=
o
o
Z
ε
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Ta có ε
β
=b
w

ε
=
4 1,73
0,87
3
−
=
K
H
- Hệ số tải trong khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K
HV
Với: K
H
β
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, tra bảng 6.7[1], ta có K
H
β
= 1,02,(sơ đồ 7)
K
H

g V
u
δ
V- vận tốc vòng, V =
1 1
3
.
6.10
dw n
π
d
w1
- đường kính vòng lăn bánh nhỏ.
Tra bảng 6.11[1] ta có d
w1
= 2a
w
/(u + 1)
⇒ d
w1
=
2.143
54,17
4,28 1
=
+
⇒ V =
3,14.54,17.1455
4,12
60.1000

w
= ψ
ba
.a
w
= 0,3.143 = 42,9 (mm)
→ K
HV
=1+
5,3.42,9.54,17
1,14.
2.44185,98.1,02.1
=
→ K
H
= K
H
β

.K
H
α

.K
HV
= 1,02.1.1,14 = 1,16
Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc là:
H
σ
= 274.1,8.0,87.

σ
σ σ
= =
Trong đó:
Z
V
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
Vì V = 4,12 (m/s) < 5 (m/s), nên lấy Z
V
= 1.
Z
R
– hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc
Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, độ
nhám đạt được: R
Z
= 10÷40 µm. Do đó Z
R
= 0,9
K
XH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Vì đường kính vòng đỉnh d
a
< 700 mm => lấy K
XH
= 1
⇒
[ ]
H

[ ] 417,24
H
H
σ
σ
= =
Lấy b
w
=46(mm)
5- 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.
1 1
1
1
2 . . . .
. .
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m
ε β
σ
=
≤ [
1F
σ
]
2F

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y
ε
=
1
α
ε
ε
α
- hệ số trùng khớp ngang ε
α
= 1,75
⇒ Y
ε
=
1 1
0,57
1,75
α
ε
= =

Y
β
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng , Y
β
=
1
(bánh răng thẳng).
Y
F1

F
=K
F
β
.K
F
α
.K
Fv
Trong đó:
K
F
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn, tra bảng 6.7[1]ta có K
F
β
= 1,03.
K
F
α
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn, K
F
α
=1 (bánh răng thẳng).
K
Fv
- Hệ số kể đén tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
K

0
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Tra bảng 6.16[1] ta có g
0
= 56
⇒ v
F
= 0,011.56.4,12.
143
14,57( / ).
4,28
m s=
⇒ K
Fv
= 1 +
14,67.46.54,17
1,4
2.44185,98.1,03.1
=
⇒ K
F
= K
F
β
.K
F
α
.K
Fv
= 1,03.1.1,4 = 1,44

σ δ
= < =