Lời nói đầu
Ngành cơ khí chế tạo máy là một trong những ngành then chốtcủa nền kinh
tế quốc dân , nó góp phần không nhỏ vào quá tình công nghiệp hoá ,hiên đại hoá đất
nước .Đặc biệt là trong giai đoạn hiện nay nền khoa học trên thế giới và trong nước
đang ngày càng phát triển mạnh mẽ.
ở nước ta hiện nay trong công cuộc đổi mới và phát triển nền kinh tế .Viêc
đầu tư vào nền công nghiệp nặng là chủ yếu ,nhất là trong lĩnh vực sản xuất máy
móc ,thiết bị cơ khí như các bơm dung dịch có áp suất cao ở trong công ty đạmcho
đến các băng tải vận chuyển xi măng hoặc băng tải vận chuyển đá ,than và các hệ
thống tời ,cầu trục nâng hàng…Đều phải sử dụng đến hộp giảm tốc để biến đổi lực
và chuyển động.
Vì vậy nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc 350 là để phục vụ cho việc vận
chuyển băng tải đạm ,băng tải than , các bơm nén có áp suất an toàn và ổn định, các
hệ thống tời ,cầu trục nâng hàng…Với giá thành phù hợp và đảm bảo chất lượng
theo yêu cầu
mà không phải nhập khẩu của nước ngoài.
Với phương án sử dụng hộp giảm tốc có thể sử dụng trong nhà xưởng có
diện tích hẹp hoặc trong các phân xưởng lớn giúp cho người công nhân vân hành
băng tải và máy móc được dễ ràng , đảm bảo an toàn và nâng cao năng suất lao
động.
PhầnI
Tính toán các thông số chính của hộp giảm tốc 350,
Xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc bản vẽ thân hộp và bản vẽ nắp hộp.
• Giới thiệu chung về hộp giảm tốc 350.
- Hộp giảm tốc 350 đượcdùngrộngrãi trong các cơ sở sản xuất, Hộp giảm tốc kết hợp
với một số sản phẩm cơ khí khác dùnglàm tời nâng, hạ hàng nặng dùng làm cần cẩu,
dầm cầu trục, băng tải…
1

- Hộp giảm tốc làm giảm tốc độ từ đầu vào nối với trục động cơ điện đến dầu ra, đầu
công tác yêu cầu lực ởđầu ra là lớn do đó yêu cầu đặt ra để thiết kế vỏ hộp giảm tốc

2

vẽ nắp hộp
I- chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
I .1 Chọn động cơ.
I.1.1 Xác địn h công suất động cỏ.
công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức:
p
y/c
=p
ct
/ η
o

với p
yc
là công suất yêu cầu
p
ct
: là công suất công tác .
η
o
: là hiệu suất.
→ xác định Pct như sau:
P
ct
= F.V /1000= 30000x0,8/1000=24(KW).
+ xác định hiệu suấtη
o
:

η
bt2
= 0,98 ; η
k
= 1 ; η
ổlăn
= 0,99 ; k = 4
thay số ta được :
η = 0,98.0,96. 0,99
4
.1=0,92
do đó P
y/c
= p
ct
/η= 24/0.92= 26,08(kw).
I.1.2 xác định hệ số vòng quay cơ sở:
3

- Số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức:
n
sb
= n
ct
.u
sb
Trong đó :
n
ct
- số vòng quay trên trục công tác.

hiệunhư sau:
p= 30(kw) T
max
/T
dn
= 2,0.
n= 977(v/p) T
k
/T
dn
=1,2.
η = 0,90
Cosϕ =0,90.
đường kính trục của động cơ φ = 50.
⇒ P
đ/c
> P
y/c.
(thoả mãn). n
đbộ
≈ n

sơ bộ.
I.2-phân phối tỷ số truyền cho các cấp.
I.2.1. Tính lại tỷ số truyền chung.
U= n
đ/c
/n
ct
= 977/54,27=18.

=3,18.
I.3 tính được số vòng quay các trục.
+ trục I ta có :
n
1
= n
đ/c
/u
k
= 977/1 = 977 (v/p).
+ trục II ta có :
n
2
= n
1
/u
1.
= 977/5,66 = 172,6 (v/p).
+ trục III ta có :
n
3
= n
2
/u
2
= 172,6/3,18 = 54,28 (v/p).
I.4. công suất các trục:
+ công suất tính từ trục III trở về:
Côngsuất trục III là:
- P

/ η
ô
.η
bt1
= 25,5/0,96.0,99 = 26,83 (kw).
I.5. tính mô men xoắn trên các trục.
áp dụng công thức:
T
i
= 9,55.10
6
.p
i
/n
i
- Mô men xoắn trục I là:
T
1
= 9,55.10
6
.26,83/977 = 262258,4(N.mm).
- Mô men xoắn trục II là:
T
2
= 9,55.10
6
.25,5/172,6 = 1410921,2(N.mm).
5

- Mô men xoắn trục III là:

= 262258,4 (N.mm)
n = 977 (v/p)
U = 5,66
- Để tải trọng làm việc tốt ta chọn cặp bánh răng trụ răng nghiêng có góc nghiêng
(8
0
~ 20
0
).
II.1.1 - chọn vật liệu làm bánh răng .vật liệu làm bánh răng phải bền tránh hiện
tượng tróc mỏi bề mặt, hiện tượng dính răng và đảm bảo độ bền uốn trong quá trình
làm việc . Do đó vật liệudùng để làm bánh răng thưòng là thép có chế độ nhiệt luyện
hợp lý
- Theo yêu cầu của bộ truyền ta chọn vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ
cứng HB≤ 350. căn cứ vào bảng 6.1 (TKHDĐCKT1) ta chọn vật liệu làm bánh răng
như sau:
- Bánh nhỏ ta chọn vật liệu là thép 45 thường hoá sau khi gia công và có các thông
số kỹ thuật như sau:
- Độ cứng HB
1
= 170~217 MPa.
6

- Giới hạn bềnσ
b1
= 600 MPa.
- Giới hạn chảyσ
ch1
= 340 MPa.
Do vậy ta chọn HB

/ S
H.
Trong đó : - S
H
: là hệ số an toàn.
- Z
R
: là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc
- Z
v
: là hệ số xét đến vận tốc vòng .
- K
XH
: hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính
toán sơ bộ ta lấy Z
R
.Z
v
.K
XH
= 1.
Vậy [σ
H
] = σ
0
H lim

. K
HL
/ S

6
HE
HO
N
N
. tính toán sơ bộ lấy K
HL
=1
Thay số ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
7

[σ
H
]
1
= σ
0
H1 lim
. K
HL1
/ S
H
= 490.1 / 1,1 = 445,5(MPa)
[σ
H
]
2
= σ
0
H2 lim

FC
.K
FL
/ S
F
.
trong đó:σ
0
F lim
là gới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải N
EF
.
S
F
– hệ số an toàn khi tính về uốn S
F
= 1,75 do bề mặt bánh răng thường hoá
Y
S
=1,08~0,0695ln(m) là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung
ứngsuất
m – mô đun tính bằng (mm).
Y
R
= 1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng.
K
xF
hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn.
K
FC

FE
FO
N
N
tính toán sơ bộ lấy K
FL
=1
⇒ [σ
F1
] = 378.1.1/1,75 = 216(MPa)
[σ
F2
] = 360.1.1/1,75 = 205,7(MPa)
II.1.4 Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
II.1.4.1 Xác định khoảng cách trục a
w1
chọn a
w
=150mm
8

U
1
=5,66
II.1.4.2 chọn mô đun.
Dựa vào kinh nghiệm m = (0,01~0,02) .a
w
= 1,5~3.0 (mm)
Ta chọn m = 2.
+ chọn góc nghiêngβ = 10

= 125/22 = 5,68
II.1.4.5 tính lại góc β :
ta có: cosβ = (Z
1
+ Z
2
).m / 2 a
w
= (22+125).2/2.150 = 0,98
⇒ β = 11,4
0
.
II1.4.6 Tính lại khoảng cách trục a
w
theo β .
áp dụng công thức: a
w
=0,5.m(Z
1
+ Z
2
) /cosβ. = 0,5.2.(22+125) / 0,98 = 150(mm).
do đó chọn a
w
= 150(mm) và không cần dịch chỉnh
II.1.5 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
+ ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thoả mãn điều kiện sau:
σ
H
< [σ

9

- Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos.2
trong đó β
b
góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tg β
b
= cosα
t
tgβ
vớiα
tw
= α
t
= arctg(tgα /cosβ) = arctg(tg 20
0
)/ cos11,4
0

hệ số trùng khớp dọcε
β

> 1.
Z
ε
=
ζ
/1
vớiε
α
= [ 1,88 – 3,2(1/Z
1
+ 1/Z
2
) ]cos.
ε
α
= ( 1,88 – 3,22/22 – 3,2/125).0,98 = 1,67.
Z
ε
=
67,1/1
= 0,78.
+ Tính K
H
hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H
= K
H

w
/ 2T
1
.: K
H
.K
H
với V
H
= 
H
.g
0
.v
ua
w
/
theo bảng 6.15 (TKHDĐCKT1) ta có :σ
H
= 0,002 ; g
0
= 73
⇒ V
H
= 0,002.73.2,29
68,5/150
= 1,7.
+ Tính b
w
chiều rộng của vành răng

- chọn vật liệu theo bảng 6.1 chọn thép 40XH nhiệt luyện bằng phương pháp tôi và có
các thông sốnhư sau:
HRC=48~54 (1HRC=10HB)
⇒ σ
H1lim
=54.10.2+70=1150(MPa)
σ
H2lim
=52.10.2+70=1110(MPa)
⇒ [σ
H1
]

= 1150/1,1=1050 MPa
[σ
H1
]

= 1110/1,1=1009 MPa suy ra.
[σ
H
]

= (1050+1009) / 2=1029,2 MP
a
.
Vẫn chưa đủ bền ta tăng chiều rộng vàng răng từ 45mm lên 60mm suy ra
ba
=0,4
⇒ σ

w1
.m σ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/ Y
F1
trong đó T
1
= 262258,4 (N.m) là mô men xoắn trên bánh chủ động.
Y
ε
= 1/ε
α
hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
11

ε
α
là hệ số trùng khớp ngang
⇒ Y
ε
= 1/ε
α
= 1/ 1,67 = 0,598

K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn .
K
F
= K
F
α
. K
F
β
.K
FV

Với K
F
β
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về uốn theo bảng 6.7(TKHDĐCKT1) trang 98 ta có : K
F
β
= 1,17. ứng với cấp chính xác
động học 9.
K
FV
hệ số tải trọng động suất hiện ở vùng ăn khớp khi tính về uốn .
K
FV
= 1+ V
F

= 0.006.73.2,29
68,5/150
= 0,78.
Thay số ta được K
FV
= 1+ 5,18.60.44,9 / 2.262258,4.1,17.1,37 = 1,022.
k
F
= 1,17.1,37.1,022= 1,6
Thay các giá trị vào công thức tính:

F1
=(2.262258,4.1,6.0,598.0,92.3,9)/(60.44,9.2)=334,2 MPa
Theo 6.46 ta cóσ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/ Y
F1
= 334,2.3,6/3,8 = 316,6 (MPa).
Nhận xét : theo tính toán thì cặp bánh răng đáp ứng được yêu cầu về độ uốn (vì chọn
lại vật liệu ta chấp nhận thưa bền)
II.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :
12

+ khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( khi mở máy hoặc khi tắt máy ) để bộ
truyền làm việc tốt thìσ
H1 max

H max
= σ
H
.
qt
K
σ
Fmax
= σ
F
.K
qt

Trong đó K
qt
= T
max
/ T = 2
σ
H
= σ
H
.
2
= 929.
2
= 1314 (MPa).
⇒ σ
F1 max
= 334,2 .2 = 668,4 (MPa).

f1
= d
1
- 2m = 41,9 (mm).
d
f2
= d
2
- 2m = 251 (mm).
II.2 - Thiết kế cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm
Các thông số :
13

U = 3,18. T
2
= 1410921,2 Nmm.
P
2
= 25,5(kw) n
2
= 172,6 (v/p)
II.2.1 chọn vật liệu
+ Bánh nhỏ trục II chọn thép 40XH. Nhiệt luyện bằng phương pháp tôi cải thiện đạt
các thông số kỹ thuật sau:
HB
3
= 540MPa; σ
b3
= 1600MPa; σ
ch3

: là hệ số an toàn.
- Z
R
: là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc
- Z
v
: là hệ số xét đến vận tốc vòng .
- K
XH
: hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính toán sơ
bộ ta lấy Z
R
.Z
v
.K
XH
= 1.
Vậy [σ
H
] = σ
0
H lim

. K
HL
/ S
H.
Trong đóσ
0
H lim

N
. tính toán sơ bộ chọn K
HL
=1
14

Thay số ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ
H
]
3
= 1150 / 1,1 = 1045,5(MPa)
[σ
H
]
4
= 1110/1,1 = 1009 (MPa).
II.2.2.2 ứng suất uốn cho phép được xác định bởi công thức sau:
[σ
F
] = σ
0
F lim
. Y
R
.Y
S
.K
xF
.K

FC
= 1
Theo 6.2a (TKHDĐCKT1) trong tính toán sơ bộ lấy Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1.
Tính toán sơ bộ lấy K
FL
=1,
σ
0
F3lim
=550 Mpa(Theo bảng 6.2TTTKHDĐCK T1 trang 94)
σ
0
F4lim
=500 MPa
⇒ [σ
F3
] = 550.1.1/1,1 = 500(MPa).
[σ
F4
] = 500.1.1/1,75 = 454,5(MPa).
II.3 Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
II.3.1 Xác định khoảng cách trục a
w
.

/Z
3
= 102/32 = 3,18
II.3.5 Tính lại khoảng cách trục a
w

áp dụng công thức :
a
w2
= 0,5m(Z
3
+ Z
4
) = 0,5.3.(32+102) = 200 (mm)→Không phải dịch chỉnh.
II.4 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
+ ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thoả mãn điều kiện sau:
σ
H
< [σ
H
]
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.

ba
.a
w
= 0,45.200 = 90(mm).
- d
w3
= 2a
w2
/ u+1 = 96(mm).
- Z
m
= 274.MPa
1/3
vì bánh răng làm viêc bằng thép theo bảng6.5
(TKHDĐCKT1). trang 96.
- Z
H
=
tb
αβ
2sin/cos2
.
Ta có : cos2α
t
= (Z
3
+ Z
4
).m.cosα / 2a
w2

= ( 1,88 – 3,2/32 – 3,2 /102).cos0
0

ε
α
= 1,74 →Z
ε
=
3
74,14 −
= 0,86
mà ta lại có : v =π.d
w3
.n
2
/ 6000 = 3,14.96.172,6/ 60000 = 0,69 (m/s) < 2m/s.
Theo bảng 6.13 trang 106(TKHDĐCKT1)
chọn cấp chính xác động học là 9 ; g
0
= 73. σ
H
= 0,006.
Theo công thức 6.42 (TKHDĐCKT1) trang 107 có:
V
h
= σ
H
. g
0
.v.

Thay số ta tính được:
σ
H
= 274.1,79.0,86.
.22,77.18,3.90/18,4.025,1.2,1410921.2
2
= 1122(MPa).
Nhận xét :
Do σ
H
= 1122 (MPa)  [ σ
H
] = 1009 (MPa)
Vậy cặp bánh răng đảm bảo yêu cầu về ứng suất tiép xúc cho phép .
II.5 K iểm nghiệm răng về độ bền uốn:
cặp bánh răng đảm bảo về độ bền uốn khiσ
F
≤ [σ
F
]- Theo công thức 6.43 và 6.44 ta có :
σ
F3
= 2T
2
.K
F.
Yε.Y

II.6 K iểm nghiệm răng về quá tải :
- khi mở máy hoặc khi tắt máy khi đó mô men xoắn tăng đột ngột dễ gây ra quá tải. Để
bộ truyền làm việc không bị quá tải thì ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực
đại phải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép.
Vậy ứng suất cho phép được xác địnhnhư sau :
⇒ [σ
H3
]
max
= 2,8δ
ch
= 2,8.1400 = 3920 (MPa). [σ
F3
]
max
= 0,8. δ
ch
= 0,8.1400 = 1120 (MPa).
ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy xác định như sau:
⇒ σ
Hmax
= σ
H
.
qt
k
σ

+ khoảng cách trục a
w2
= 200 (mm).
+ mô đun pháp m = 3 (mm).
+ chiều rộng vành răng b
w3
= 90 (mm).
+ đường kính đáy răng d
f3
= 90 (mm).
d
f4
= 299,28 (mm).
+ Đường kính định răng d
a3
= 102 (mm )
18

d
a4
= 311 (mm )
+ Đường kính chia d
w3
= 96 (mm)
III Tính Toán thiết kế trục
III.1 Chọn vật liệu :
Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao. Đối với HGT làm việc trong điều
kiện chịu tải trọnglớn ta chọn vật liệu chế tạo là thép hợp kim 40XH nhiệt luyện
bằng phương pháp tôi theo bảng 6.1 ta có cơ tính của thép 40XHnhư sau:
HRC=48~54=480~540 MPa

Ft1
F't1
F'a1
F'r1
Ft2
Fr2
F'r2
F't2
n1
n2
n3
nt
nt
Fr1= F’r1= Ft
1
.tgαtw/cosβ = 4454,4 N
Trên bộ truyền bánh răng thẳng:
Ft
2
= F’t
2
= 2T
2
/dw
3
= 2.1410921,5/96=29394,2 N
Fr
2
= F’r
2

1
= 40mm suy ra b
01
= 23mm
d
2
=d
3
=60mm suy ra b
02
=b
03
= 31mm
III.5 Định kết cấu các trục
Xác định các khoảng cách trục từ trục trung giannhư sau:
L
22
= 0,5(L
m22
+ b
0
)K
1
+ K
2
.
L
23
= L
22

2
= 66~90 mm. chọn Lm
22
=70mm; b
02
= 31
Chọn k
1
= 10(mm) là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp
giảm tốc.
K
2
= 10 là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp giảm tốc.
Do đó ta có:
L
22
= 0,5(70 + 31) +10 + 10 = 70,5 (mm).
Lm
23
= 100 mm
L
23
= 70,5+0,5 (70+100)+10=165,75 mm
L
21
= 165,75+0,5(100+31)+20 = 251,25 mm
Từ đó suy ra khoảng cách trên trục ra
III.6 Xác định các thành phần phản lực và biểu đồ mô men.
III.6 .1 trục I:
(trục vào). chọn hệ toạ độnhư hình vẽ

1
70,5
251,25
344,75
X
Y
Z
0
+ xét mặt phẳng xoz.
∑M10(FxLi) = -Fx1.L12-FLx11.L11-Fx11.L13=0
∑F
X1
= 0.
Thay số ta có: F
LX11
= -5334 N
Mặt khác ta có: F
LX10
= -7846,4 N
xét mặt phẳng yoz.
∑M10(FyLi) = Fy
1
.L
12
- Fly11.L11
∑Fy
1
= 0.
Thay số ta có: F
LY11

Dùng mặt cắt (1-1)
M
X1-1
= -173038,5 Nmm
22

344,75
251,25
70,5
1
Mx1
0
FLy10
FLx10
FX11
FLx11
FLy11
Fy1
Fx1
1
1
Mx
Mx
2
2
xét mặt cắt (2-2)
M
X2-2
= 52880,8 Nmm
 Xét My:

+ Để xác định các thành phần lực trên các gối tựa 0;1ta xét sự cân bằng lực và mô
men trong các mặt phẳng xoz và yoz
+ giá trị các lực đã chonhư sau:
F
X21
= 11681,8 N F
y21
= 4454,4 N
F
X22
= 29394,2 N F
y22
= 10984,2 N
+ Xét mặt phẳng xoz:
∑M20(FxLi) = 0
∑F
X2
= 0.
Thay số ta có:
FLx
21
= 22669,3 N
Suy ra ta có :
FLx
20
= 18406,7 N
+ Xét mặt phẳng yoz
∑M20(Fy
2
i) = 0

+
= 7415,3 N
24

344,75
251,25
70,5
1
Mx1
0
F
Ly10
F
Lx10
F
X11
F
Lx11
F
Ly11
F
y1
F
x1
1
1
Mx
Mx
2
2

F
Ly20
F
Lx20
F
Lx21
F
Ly21
F
x21
F
y21
F
x22
n2
262828,9Nmm
512692,2 Nmm
T2/2
T2/2
1297672,4Nmm
2
2
Mx
Mx
1
1
FLx30
FLy30
F'Y2
F'X2