LUẬN ÁN TỐT NGHIỆP
Đ n
Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp tốc độ
MỤC LỤC
   Ậ Ố Ệ 
Đô 
       ế ế ộ ả ố ấ ố độ
  Ụ Ụ 
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ
khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy.
Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm
quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho
chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hộp giảm tốc
hai cấp tốc độ”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng
hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm
của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý
kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra
trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc
biệt là thầy Nguyễn Đức Thắng đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của
mình.
Em xin chân thành cảm ơn !
Huế ngày tháng năm 2011
Sinh viên: Lê Văn Hiếu B
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN


)
2 01 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc ( A
0
)
3 01 Bản vẽ chế tạo ( A
3
) : Nắp ổ trên trục I
PHẦN I :
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Công suất cần thiết
Gọi P
t
là công suất làm việc trên trục máy công tác ( KW )
P
ct
là công suất cần thiết ( KW )

η
là hiệu suất truyền động.



t
P
η

ông thức công suất làm việc trên trục công tác :

975
x bt

t
P
50× 229
⇒ = =
11.7 KW


Hiệu suất chung được tính theo công thức:
Hiệu suất chung được tính theo công thức:
•
4
3
3
2
21

ηηηηη
=
 !bảng"
1
η
#$%&- Hiệu suất bộ truyền đai
97,0
2
=
η

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng
3
η

ct
P
1.2. Chọn động cơ
Động cơ phải có 
đc
≥
ct
P
; kết hợp các kết quả trên, tra (bảng 2P ) ta tìm được
động cơ điện AO2 – 62 – 2 ( động cơ điện không đồng bộ ba pha ) công suất động
cơ P
đc
= 17 KW; số vòng quay của động cơ: n
dc
= 2890 vg/ ph ( sách thiết kế chi
tiết máy bảng 2P trang 322 ).
1.3. Phân phối tỷ số truyền
Với động cơ đã chọn ta có: n
dc
= 2890 vg/ ph
P
dc
= 17 KW
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có


2890
229
dc
bt

.i
ch
=
d
c
i
i
=
12.6
2
&(
Với lược đồ dẫn động như đề cho ta chọn i
nh
= 1,3.i
ch

⇒ i
ch
= 
⇒ i
nh
= 1,3
×
2.2 = 2.86
1.4. Công suất động cơ trên các trục
- Công suất động cơ trên trục I ( trục dẫn) là:
P
I
= P
ct

dc
d
i
i
= =
)),-.
- Tốc độ quay trên trục II là


1
1445
2.86
nh
n
i
= =
,#,-.
- Tốc độ quay trên trục III là
(

2
505
2.2
ch
n
i
=
= 229 ( vg/ ph)
1.7. Xác định mômen xoắn trên các trục
- Mômen xoắn trên trục động cơ theo công thức :

/)%%
- Mômen xoắn trên trục II là:
M
2
= 9,55.10
6
.
2
II
P
n
%$,,#
&

12.3
505
(&#)
- Mômen xoắn trên trục III là:
M
3
= 9,55.10
6
.
3
III
P
n
%$,,#
&


Từ công thức kiểm nghiệm vận tốc:
V
d
=
≤
1000.60

1
Dn
dc
π
V
max
= ( 30 ữ 35 ) m/s
⇒ D
1

35.1000.60
2890.3,14
≤ =
(
Theo ( bảng 5.14 ) và ( bảng 5.15 ) chọn D
1
= 220 mm
⇒ V
d
=
2890.3,14.220
60000
$0&.123

.n
dc
( công thức 5-8 trang 85 )
n’
2
= ( 1 – 0,02 ).
220
450
/%#(/)-.
Kiểm nghiệm
1
21
n
nn
n
′
−
=∆
##5
1455 1384
1455
−
##5)$/5
Sai số
n∆
nằm trong phạm vi cho phép ( 3 – 5 )%.
2.2.3. Xác định tiết diện đai
Với đường kính đai nhỏ D
1
= 220 mm, vận tốc đai V

)
( Với h là chiều cao của tiết diện đai)
Theo bảng (5-16) – trang 94, sách thiết kế chi tiết máy.
Với : i = 2 chọn A = 1,2.D
2
= 1,2. 450 = 540 (mm)
2.4. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A
Theo công thức (5-1)
L = 2.A +
2
π
(D
2
+ D
1
) +
( )
A
DD
.4
2
12
−
=2.540 +
2
14,3
.(450 + 220 ) +
2
(450 220)
4.540






−−+−++−
2
12
2
2121
.8 2 2.
8
1
DDDDLDDL
ππ
=
[ ]
2
2
1
2.2000 3,14.(450 220) 2.2000 3,14.(220 450) 8.(450 220)
8
 
. − + + − + − −
 
 

#

#

A
≤
2.( D
1
+ D
2
)
0,55.(220 + 450) + 10,5
≤
459
≤
2.(220 + 450)
379 (mm)
≤
459 (mm)
≤
1340 (mm)
Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai:
A
min
= A – 0,015.L = 459 – 0,015.2000 = 420 (mm)
Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng:
A
max
= A + 0,03.L = 459 + 0,03.2000 = 510 (mm)
2.6. Kiểm nghiệm góc ôm
Theo công thức (5-3) ta có:
α
1
= 180

tra bảng ta có các
hệ số:
[σ
p
]
o
= 1,91: ứng suất có ích cho phép ( bảng 5-17)
C
α
= 0,92 : Hệ số ảnh hưởng góc ôm ( bảng 5-18)
C
t
= 0,8 : Hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (bảng 5-6)
C
v
= 0,94 : Hệ số ảnh hưởng vận tốc (bảng 5-19)
F = 138 mm
2
: Diện tích tiết diện đai (bảng 5-11)
V = 21,76 (m/s): Vận tốc đai
⇒ Số đai cần thiết:
Theo công thức (5-22) có:
Z ≥
1000.
. . . . .
ct
p t v
P
V C C C F
α

• Lực căng ban đầu với mỗi đai:
Theo công thức (5-25) ta có : S
o
= σ
o
.F
Trong đó: σ
o
: ứng suất căng ban đầu, N/mm
2
F: diện tích 1 đai, mm
2
.
⇒ S
o
= 1,2.138 = 165,6 (N)
• Lực tác dụng lên trục:
Theo công thức (5-26): R
d
≈ 3.S
o
.Z.sin(
2
1
α
)
Với α
1
= 151,5
o

d
= 1444,5 (N))
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên
3.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện cho bánh răng cấp nhanh
Bánh răng nhỏ thép đã thường hóa:
Giả thiết đường kính phôi: (100
÷
300)
Giới hạn bền kéo :
bk
δ
=580 N/
2
mm
Giới hạn chảy :
ch
δ
=290 N/
2
mm
Độ rắn : HB=170
÷
220 (chọn HB1=190)
Bánh răng lớn thép 35 đã thường hóa:
Giả thiết đường kính phôi: (300
÷
500)
Giới hạn bền kéo :
bk


d1t
N
=60.1.24960.1445=216,4.
7
10
Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn

d2t
N
=60.1.24960.505=75,6.
7
10
Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kỳ cơ sở
0
N
=
7
10
=>
d1t
N
>
0
N

d2t
N
>
0

mm
ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn :

2 x
p
N t
 
δ
 
=2,6.160 = 416 N/
2
mm
Để tính súc bền ta dùng trị số nhỏ là
2 x
p
N t
 
δ
 
=416 N/
2
mm
-Xác định ứng suất ứng suất uốn cho phép:
Vì phôi rèn, phép thường hóa nên hệ số an toàn n=1,5 . hế số tập trung ứng suất
chân răng
K
δ
= 1,8
+ giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ.
1

2
mm
ứng suất uốn cho phép của bánh răng lớn :
[ ]
1
2
(1,4 1,6) . "
1,5.206,4.1
115
. .
u
KN
n K n K
σ
δ−
δ δ
÷
= = =
N/
2
mm
3.1.3. Tính khoảng cách trục A
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,3
- chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψ
A
= 0,4
áp dụng công thức(3-9): A
[ ]
2
6

θ
= 1,2 hệ số ảnh hưởng khản năng
⇒ A
≥

( )
2
6
3
1,05.10 1,3.12,86
2,86 1 .
416.2,86 0,4.1, 2.505
 
+
 ÷
 
= 145 (mm) chọn A
sb
=145 (mm)
3.1.4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng
- Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức:
(3-17)
V =
( )
1.1000.60
2
1000.60

1

= 1.1,45 = 1,45
Thấy tải trọng K = 1,45 khác so với hệ số tải trọng sơ bộ
sb
K
= 1,3 nên ta tính lại
khoảng cách A: A =
3
sb
sb
K
A
K
=
3
1,45
145
1,3
= 150 (mm)
Chọn A = 150 (mm)
3.1.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng
Vì đây là bánh răng trụ răng răng nghiên nên ta tính mô đun pháp:
• Xác định mô đun :
n
m
= ( 0,01 ữ 0,02).A
⇒
n
m
= (0,01 ữ 0,02).150 = (1,5 ữ 3)
Theo bảng (3-1) chọn

- Số răng bánh lớn: Z
2
= Z
1
.i = 38.2,86 = 108,7 (răng)
⇒ Chọn Z
2
= 109 ( răng)
Tính chính xác góc nghiên
β
:
1 2
( ).
cos
2.
n
Z Z m
A
β
+
=
=
(37 109).2
2.150
+
= 0,9733
=>
β
=
13 16

. . n b
n
KN
y m θ″.Ζ. .
Trong đó : K = 1,45: Hệ số tải trọng
N: Công suất của bộ truyền (kW)
y: Hệ số dạng răng
n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính
n
m
: Mô đun
Z
td
: Số răng tương đương trên bánh
b, σ
u
: Bề rộng và ứng suất tại chân răng

θ"
: hệ số ảnh hưởng khản răng tải
θ"
= 1,5
Theo bảng (3-18):
- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:
Z
td1
=
2
37
cos

= 35,9 (N/mm
2
)
Ta thấy σ
u1
< [σ]
u1
= 138,5(N/mm
2
) ⇒ thoả mãn
• ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là:
σ
u2
= σ
u1
.
2
1
y
y
= 35,9.
0,476
0,517
= 33 (N/mm
2
)
Ta thấy σ
u2
< [σ]
u2

.
10.05,1
nb
NKi
iA
+
=
6 3
1,05.10 (3,86) .1,45.12,3
.
150.2,86 60.505
= 266,34 (N/mm
2
)
⇒ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh
răng lớn
• Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ
[σ]
uqt1
= 0,8.σ
ch
= 0,8.290 = 323 (N/mm
2
)
σ
uqt1
=
bnZmy
K

= σ
u1
.
2
1
y
y
= 53.8.
0,476
0,517
= 49,5 (N/mm
2
)
⇒ σ
uqt2
< [σ]
uqt2
Thoả mãn
3.1.9. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên:
• Mô đun pháp tuyến m
n
= 2
• Số răng Z
1
= 37 răng; Z
2
= 109 răng
Góc nghiên
β
=

21 cc
dd +

74 218
2
+
= = 146 (mm)
• Chiều cao răng h = 2,25.m
n
= 2,25.2 = 4,5 (mm)
• Độ hở hướng tâm c = 0,25.m
n
= 0,25.2 = 0,5 (mm)
• Đường kính vòng đỉnh răng:
D
e1
= d
c1
+ 2.m
n
= 74 + 2.2 = 78 (mm)
D
e2
= d
c2
+ 2.m
n
= 218 + 2.2 = 222 (mm)
• Đường kính vòng chân răng:
D

= 222 mm
Đường kính vòng chân răng D
i1
= 69 mm D
i2
= 213 mm
Chiều rộng răng b
1
= 65 mm b
2
= 60 mm
Môđun M = 2
Khoảng cách trục A = 150 mm
Chiều cao răng h= 4,5 mm
Độ hở hướng tâm c= 0,5 mm
Góc ăn khớp
α
o
= 20
o
Góc nghiên
β
=
13 16
o o
3.1.10. Lực tác dụng lên trục
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục P
a
= 0
Theo công thức (3-49) ta có:

- Lực dọc trục
a
P
= P.tg
β
= 2297.tg
13 16
o o
=541,6 (N)
3.2. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
3.2.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện cho bánh răng cấp chậm
Chọn:
- Bánh răng nhỏ HB=200
- Bánh răng lớn HB=190
3.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp
nhanh
Tính theo công thức
dt
N
= 60.u.
h
t
.n
- Số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ:
N
td1
= 60.1.24960.505 = 75,6.10
7
- Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn:
N

N
, chọn m = 6
Từ trên ⇒ K’
N
= K”
N
= 1
• Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ]
tx
=[σ]
Notx
.K’
N
Theo bảng (3-9) ta có [σ]
Notx
= 2,6 HB
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[σ]
N1tx
= 2,6.200 = 520 N/mm
2
ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[σ]
N2tx
= 2,6.190 = 442 N/mm
2
+ giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ.
1
δ

= 148 N/mm
2
+ Bánh lớn: [σ]
u2
=
1,6.206,4
1,8.1,5
= 122,3 N/mm
2
3.2.3. Tính khoảng cách trục A
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,3
- chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψ
A
= 0,4
áp dụng công thức (3-9): A
( )
[ ]
3
2
2
6

.
.
10.05,1
.1
n
K
i
i

2
6
3
1,05.10 1,3.12,86
(2,86 1). .
416.2,86 0,4.1,2.505
 
+
 ÷
 
= 145 (mm) chọn A
sb
=145(mm)
3.2.4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng
- Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức:
(3-17)
V =
( )
1.1000.60
2
1000.60

1
11
+
=
i
nA
nd

sb
.
3
sb
k
k
= 145.
3
1,45
1,3
= 150 (mm)
3.2.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng
Vì đây là bánh răng trụ răng răng nghiên nên ta tính mô đun pháp:
• Xác định mô đun : m
n
= ( 0,01 ữ 0,02).A
⇒ m
n
= (0,01 ữ 0,02).150= 1,5 ữ 3
Theo bảng (3-1) chọn m
n
= 3
• Tính số răng:
Chọn sơ bộ góc nghiên
β
=
15
o
=> cos
β

.2
.
21
+
=
(38 109).2
2.150
+
= 0,98
⇒ β =
11 28
o o
• Chiều rộng bánh răng nhỏ: b
1
= ψ
A
.A = 0,3.150 = 45 (mm)
- Chọn b
1
= 45 (mm)
- Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ữ 10
mm nên chọn b
2
= 40 (mm)
3.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Theo công thức (3-3) có: σ
u
=
"
10.1,19

os 11 28
o o
c
= 40 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y
1
= 0,476
- Số răng tương đương của bánh lớn:
Z
td2
=
β
2
2
cos
Z
=
2
109
os 11 28
o o
c
= 113 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh lớn: y
2
= 0,517
• Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là:
σ
u1
=

Ta thấy σ
u2
< [σ]
u2
= 83 (N/mm
2
) ⇒ thoả mãn
3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)
+ Bánh răng nhỏ
[σ]
txqt1
= 2,5.[σ]
Notx1
= 2,5.494 = 1235 (N/mm
2
)
+ Bánh răng lớn
[σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
Notx2
= 2,5.416 = 1040 (N/mm
2
)
Với: σ
txqt
=
( )
2

uqt1
=
bnZmy
K

10.1,19
2
6
Ν
=
6
2
19,1.10 .1,45.12.86
0.476.2 .38.1445.45
= 75,7 (N/mm
2
)
σ
uqt1
< [σ]
uqt1
⇒ thoả mãn
+ Bánh răng lớn
[σ]
uqt2
= 0,8. σ
ch
= 0,8.240 = 192 (N/mm
2
)

20
o
α
=
• Góc nghiêng răng β = 11
o
28
o
• Chiều rộng răng b
1
= 45 (mm) b
2
= 40 (mm)
• Đường kính vòng chia d
c1
= m.z
1
= 2.38 = 76 (mm)
d
c2
= m.z
2
= 2.109 = 218 (mm)
• Khoảng cách trục A =
2
21 cc
dd +
=
76 218
2

D
i2
= d
c2
– 2.m
n
– 2.c = 218 – 2.2 – 2.0,5 = 213 (mm)
Bảng 4: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm :
Thông số Giá trị
Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Số răng Z
1
= 38 răng Z
2
= 109 răng
Đường kính vòng chia d
c1
= 76 mm d
c2
=
218 mm
Đường kính vòng đỉnh răng D
e1
= 80 mm D
e2
= 222 mm
Đường kính vòng chân răng D
i1
= 71 mm D
i2

6
Ν
=
11 28
o o
6
2.9,55.10 .12,86
1445.76
= 2236,6 (N)
- Lực hướng tâm P
r
: P
r
=
β
α
cos
.
n
tgp
=
2236,6. 20
os11 28
o
o o
tg
c
= 830 (N)
- Lực dọc trục P
a