Ph m Minh THuy _CK4-K4
nội dung của đồ án đợc chia làm 3 phần.
Phần I: Tính toán hệ thống dẫn động:
I. Chọn động cơ.
II. Phân bố tỉ số truyền.
III. Xác định công suất, tốc độ quay và mômen trên các trục.
Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền.
I. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài bằng xích.
II. Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc.
- II.A. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng.
- II.B. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng.
III. Tính toán thiết kế trục truyền cho hộp gỉam tốc.
IV. Tính toán chọn kiểu then lắp trên trục.
V. Tính toán ổ lăn cho hộp giảm tộc.
VI. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc chọn điều kiện bôi trơn và ăn khớp.
VII. Tính kết cấu các chi tiết.
VIII. Bảng thống kê các kiểu lắp lắp ghép.
Phần III: Các bản vẽ gồm có.
I. Bản vẽ lắp Ao.
Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG
Với phơng án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp phải
những u điểm và nhợc điển nh sau:
* Ưu điểm: - Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ.
- Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng nhờ các bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ.
- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen
xoắn chỉ tơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với tờng hợp
không khai triển.
Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc
khai triển dạng bình thờng.
* Nh ợc điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấp

.
xích.
.
Trong đó: - m là số cặp ổ lăn (m = 4);
- k là số cặp bánh răng (k = 2).
Tra Bảng 2.3 (Trang 19 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta đợc các giá
trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết nh sau:
ôl
= 0,99;
br
= 0,97;
k
= 1;
x
= 0,90
= 0,99
4
. 0,97
2
. 1. 0,90= 0,81
Công suất làm việc trên bộ truyền tải là:
Trang 1
Ph m Minh THuy _CK4-K4
).(52,1
1000
447,0.3400
1000
.
1
kW

t
T
T

Công suất trên trục động cơ điện là:
)(5,181,0/52,1.80,0/. kWPP
tgct
===

B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ:
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là U
ht
Theo bảng 2.4(tr21_tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
-chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp là:
U
h
=8,5
-Chọn tỉ số bộ truyền ngoài(xích) là U
n
=2,5
Theo công thức 2.15 ta có:
U
ht
=U
h
.U
n
=8,5.2,5=21,25
Số vòng quay thực tế của trục xích tải là:
n

mm
/T T
K
/T
dn
.
Các thông số kỹ thuật yêu cầu đối với động cơ ta đã tính toán đợc nh sau:
P
yc
= 1,5(kW); n
sb
= 1496(vg/ph); T
mm
/T = 1,65.
Theo Bảng phụ lục P1.1 ( Trang 234 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
Ta chọn đợc động cơ có ký hiệu là : 4A100L4Y3 đáp ứng nhu cầu làm việc của bộ
truyền.
Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A100L4Y3 nh sau :
P
đc
= 4,0(kW) ; n
sb
= 1420(vg/ph); T
mm
/T = 2,0
II . PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
Ta đã biết rằng tỉ số chuyền của toàn bộ cơ cấu U
cơ cấu
= U
hộp

: Tỉ số truyền cấp chậm.
Để đảm bảo rằng các cơ cấu truyền truyền động đợc làm việc trong điều kiện bôi trơn
là tốt nhất cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ khai triển và
phân đôi thỏa mãn đồng thời 3 chỉ tiêu:khối lợng nhỏ nhất, mômen quán tính thu gọn
nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhúng trong dầu ít nhất. Nên tỉ số chuyền của cấp
nhanh và chậm trong hộp động cơ đợc phân phối nh sau: U
nh
= 3,58 ; U
ch
= 2,79
Kết luận: Tỉ số chuyền đợc phân phối giữa các cấp nh sau:
U
h
= 10 ; U
nh
= 3,58; U
ch
= 2,79; U
xích
= 2
Trang 2
Ph m Minh THuy _CK4-K4
III. Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục:
Để đảm bảo điều kiện cho các chi tiết có thời gian làm việc lâu dài theo yêu cầu đã
đề ra, ta phải sử dụng công suất phát sinh lớn nhất trong quá trình làm việc tính toán kết
cấu hộp giảm tốc. Có nh vậy mới đề phòng đợc việc hỏng hóc khi công suất tăng đến giá
trị lớn nhất.
* Ta có công suất trên các trục lần lợt đợc xác định nh sau :
)(85,3)97,0.99,0.1/(7,3
)(7,3)97,0.99,0/(78,1.2

U
n
(vg/ph)
n
II
=
397
58,3
1420
==
I
I
U
n
(vg/ph)
n
III
=
142
79,2
397
==
II
II
U
n
(vg/ph)
n
IV
=

dc
dc
n
P
(N.mm).
T
I
= 9,55. 10
6
.
24884
1420
7,3
.10.55,9
6
==
I
I
n
P
(N. mm).
T
II
= 9,55. 10
6
.
42819
397
78,1
.10.55,9

52,1
.10.55,9
6
==
IV
IV
n
P
(N. mm).
Bảng kết quả tính công suất, mômen xoắn và tỉ số truyền
Trục
Tên đại lợng
Trục động
cơ
Trục I Trục II Trục III Trục IV
Tỉ số truyền 1 3,58 2,79 2
P(kW) 4 3,7 1,78 1,71 1,52
n(vg/ph) 1420 1420 397 142 71
T(N.mm) 26901 24884 42819 115004 204451
Trang 3
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Phần II. Tính toán thiết kế các chi tiết máy
Số số liệu ban đầu:
Công suất P=1,71(kW)
n
III
=142(vg/ph)
n
IV
=71(vg/ph)

Với
27/25;27
1
==
Z
KZ
(Hệ số răng)
Với
41,1142/200;/200
01
===
n
Kphvgn
(hệ số vòng quay)
btcca
kkkkkk
0
=
0
k
:hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền
a
k
:hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích
c
k
:hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích
bt
k
: hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn

Đồng thời theo bảng 5.8-Trang 83,
P
<
max
P
Bớc xích P đợc cho P = 25,4(mm)
Khoản cách sơ bộ: a= 40.P = 40 . 25,4 = 1016(mm)
Số mắt xích đợc xác định theo công thức
X=2.a/P+0,5(Z
1
+Z
2
)+(Z
2
-Z
1
)
2
.P/(4.
2

.a)
=2.40+0,5(27+54)+(54-27)
2
.25,4/(4.
2

.1016)
=122 (mắt xích)
Ta tính chính xác khoảng cách trục theo công thức (5.13):

++=
0
./
Trong đó Q: tảI trọng phá hang

k
:hệ số tải trọng
t
F
: lực vòng
v
F
:lực căng do lực li tâm sinh ra
0
F
:lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra.
Theo bảng 5.2-Trang 78-Tập 1. Tải trọng phá hỏng Q= 56,7(kN), khối lợng xích q=
2,6kg

2,1=

K

160000/142.88,15.2760000/
1
===
III
ntZV
(m/s)


Đĩa dẫn: d
1
=P/sin(

/Z
1
)=25,4/sin(

/27)=218,79 (mm)
Đĩa xích bị dẫn: d
2
=P/sin(

/Z
2
)=25,4/sin(

/54)=436,84 (mm)
( )
[ ]
;230/cot5,0.
11
=+= ZgPd
a

tơng tự ta có
8,448
2
=
a

H

- ứng suất tiếp xúc cho phép,MPa
v
F
- Lực va đập trên m dãy xích,N
d
K
-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

K
-hệ số tải trọng động
r
K
-hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc Z
( )
2121
/ 2 EEEEE +=
-môđun đàn hồi,MPa, với
1
E
,
2
E
lần lợt là môđun
đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa
A-diện tích chiếu của bản lề,
2
mm


22 HH


(Với cùng vật liệuvà nhiệt luyện)
4. Lực tác dụng nên trục ổ đĩa đợc xác định theo công thức
F
r
=K
x
.F
t
=1,15.1710=1966,5(N)
Trang 6
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Bảng kết quả tính bộ truyền xích
Tên đại lợng kí hiệu Đơn vị đo Kết quả Ghi chú
Răng đĩa nhỏ Z
1
Răng 27
Răng đĩa lớn Z
2
Răng 54
Khoảng cách
trục
a mm 1012 vị trí 2 trục so
với nhau
Đờng kính đĩa
nhỏ
d
1

- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện t-
ợng tróc mỏi, mài mòn, dính răng và độ bền uấn trong quá trình làm việc. Cho nên vật
liệu làm bánh răng thờng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc đợc làm bằng gang
hay các vật liệu không kim loại khác.
- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc công suất tối
đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 5,544 (kW) ứng với chế độ trung bình
cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB 350
- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phơng pháp gia công hợp lý để
cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không đợc chênh lệch nhau không quá nhiều.
Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn
động cơ khí) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp bánh răng nh sau:
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải thiện sau
khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần l-
ợt nh sau:
HB = 241 ữ 285;
b1
= 850 MPa ;
ch 1
= 580 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB
1
= 250.
Trang 7
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các
thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 192 ữ 240;
b2
= 750 MPa ;
ch2

Chọn sơ bộ Z
R
.Z
V
.K
L
K
xH
= 1 nên ta có
[ ]
HlimHH
S/=
Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N
HE
đợc xác định nh sau:
HL
o
limHlimH
K.=
.
Trong đó: -


limH
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- K
HL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có
công thức xác định

HEHO
NN

Số chu kỳ cơ sở N
HO
đợc xác định bởi công thức nh sau: N
HO
= 30.HB
2,4
.






===
===
74,24,2
12
74,24,2
11
10.26,1220.30.30
10.7,1250.30.30
HBN
HBN
HO
HO
Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N
HE

8
4,3
.)85,0(
8
6,2
1.14700.1420.1.60 =>=






+=
HOHE
NN
Ta lại có :
1K
NN
U.NN
HL
1HO2HE
12HE1HE
=



>
=
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
[ ]

S
K


(MPa)
Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác
định nh sau:
[ ] [ ] [ ]
( )
6,463,min
2
H
1
HH
==
(MPa).
b. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:
[ ]
.
S
K.Y.Y.
F
xFSRlimF
F

=
Trong đó: - [
Flim
] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải N
EF

K.=
.
Trong đó: -


limF
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- K
FL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức
xác định


limF
và S
F
nh sau:


limF
= 1,8.HB và S
F
=1,75.Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:


F lim1

F
=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- T
i
là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- n
i
là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- m
F
là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây m
F
= 6.
Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có:
( )
.n.t.T/T.c.60N
ii
6
maxiiFE
=
Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có.
6
2
766
2
10.610.4,48

14,257
75,1
1.450.
1lim
1
===
F
FL
o
F
F
S
K


(MPa).
Trang 9
Ph m Minh THuy _CK4-K4
[ ]
3,226
75,1
1.396.
2lim
2
===
F
FL
o
F
F

-
bd
= b

/d

1
= 0,5.
a
.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng.
- K
H

là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
- K
Hv
là hệ số kể ảnh hởng của tải trọng động.
- u
1
là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
ở đây ta đã có:
- T
1
= 24884(N.mm); u
1
= U
nh
= 3,58;
a

1
= 113 (mm).
4. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a

1
= (0,01 ữ 0,02).113 = 1,13 ữ 2,26
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 1,5 mm.
* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lợt là Z
1
và Z
2
ta có :
( ) ( )
89,32
158,3.5,1
113.2
1.
.2
1
1
1
=
+
=
+
=
um
a

1
HM
U.b
)1U.(K.T.2
d
ZZ.Z


+
;
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b

: Chiều rộng vành răng.
- d

1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Ta đã biết đ ợc các thông số nh sau:

=
76,1
40sin
2
2sin
2
0
tw
==


- Z

=
865,03/)756,14(3/)4( ==



Vì hệ số trùng khớp

= 1,88 3,2
756,1
118
1
33
1
2,388,1
11
21
=

động cơ khí) ta có K
H

= 1,05 (Sơ đồ 6).
Còn







===
=+=+=
63,458,3:113.68,3.56.004,0
16,1
09,1.05,1.24884.2
5,49.55,39.63,4
1
2

1
1
1
u
a
vg
KKT
dbv
K

H

.K
HV
= 1,05.1,16 = 1,218
Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh sau:

H
=
2,373
58,3.55,39
)158,3.(218,1.24884.2
.
5,49
865,0.76,1.274
=
+
(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 3,68 m/s Z

cos
t

= Z
t
.m.cos/(2. a

2
) = 151.1,5.cos20
0
/(2.113,25) =
t

= 20
o
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng
lên bánh răng
F
phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [
F
] hay:
F
[
F
].
Do
m.d.b
Y.K.T.2
1

.
- K
F

: Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng răng.
- K
Fv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
- K
F

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng.
- Y
F
: Hệ số dạng răng.
- b

: Chiều rộng vành răng.
- d

1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
- m : Môdum của bánh răng.
Do



==
==
60,3118

vg
KKT
db
K
oFF
FF
F
Fv





Vận tốc bánh dẫn: v =
68,3
60000
1420.5,49.14,3
60000

11
==
nd


m/s < 6 m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn ) ta có cấp chính xác động học là 8.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
F
= 0,011.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g

11
1
===
mdb
YKT
FF
F


(MPa).

F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
=119,14.3,60 /3,70= 115,92 (MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc khi làm việc xác định nh sau.
[
F1
]= [
F1
].Y
S
.Y
xF
.Y
R

[ ]
( )
( )
[ ]
( )



=<=
=<=
MPaMPa
MPaMPa
FF
FF
93,24892,115
8,28214,119
22
11


7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momen xoắn tăng
đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng
tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax
và ứng suất uốn cực đại
F1max
luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [
H
]

.8,0
.8,2
.
Vậy suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
của mỗi bánh răng xác định nh sau:
[ ]
( )
[ ]
( )



===
===
.MPa464580.8,0.8,0
.MPa1624580.8,2.8,2
ch
max
1F
1ch
max
1H
[ ]

qt
= T
max
/ T = 1,65.
Thay số vào công thức (*) ta có:
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )







=<===
=<===
=<===
.360268,19165,1.92,115.
.464581,19665,1.14,119.
.12604,47965,1.2,373.
max
222max
max

1
= m. Z
1
= 1,5.33 = 49,5 mm;
d
2
= m.Z
2
= 1,5.118 = 177mm;
- Đờng kính đỉnh răng: d
a1
= d
1
+ 2.m = 52,5 mm.
d
a2
= d
2
+ 2.m = 180 mm.
- Đờng kính đáy răng : d
f1
= d
1
- 2,5.m = 45,75 mm.
d
f2
= d
2
- 2,5.m = 113,25mm
- Đờng kính cơ sở : d

Ph m Minh THuy _CK4-K4
HB = 241 ữ 285;
b1
= 850 MPa ;
ch 1
= 580 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB
1
= 250.
Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có
các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 192 ữ 240;
b2
= 750 MPa ;
ch2
= 450 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB
2
= 220.
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [
H
] và ứng suất uấn [
f
] cho phép.
a. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:
[ ]
( )
xHLVRHlimHH
K.K.Z.Z.S=
.

HL
o
limHlimH
K.=
.
Trong đó: -


limH
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- K
HL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thức
xác định S
H
và


limH
nh sau:


limH
= 2.HB + 70 ; S
H
= 1,1
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:




===
===
74,24,2
22
74,24,2
11
10.26,1220.30.30
10.7,1250.30.30
HBN
HBN
HO
HO
Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N
HE
của bánh răng nghiêng đợc xác định nh
sau:
( )
ii
m
maxiHE
n.t.T/T.c.60N
H
=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- T
i
là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- n
i




+=
HOHE
NN
Ta có :
1K
NN
U.NN
HL
1HO2HE
12HE1HE
=



>
=
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
Trang 14
Ph m Minh THuy _CK4-K4
[ ]
2,518
1,1
1.570
S
K.
H
HL

( )
( ) ( )





=+=+=
===
MPa9,4902,5186,463.5,0.
2
1
MPa1,5476,463.18,1,min.18,1
2
H
1
HH
2
H
1
HH
[
H
] = 490,9 (MPa)
b. ứng suất tiếp uấn cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:
[ ]
.S/K.Y.Y.
FxFSRlimFF
=
Trong đó: - [

FL
o
limFlimF
K.=
.
Trong đó: -


limF
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- K
FL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công
thức xác định S
F
và


limH
nh sau:


limF
= 1,8.HB và S
F
=1,75.Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:

m
maxiFE
n.t.T/T.c.60N
F
=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- T
i
là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- n
i
là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- m
F
là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây m
F
= 6.
Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục III) ta có:
( )
ii
6
maxi2FE
n.t.T/T.c.60N =
Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có:
6
2
666

Trang 15
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
[ ]
14,257
75,1
1.450.
1lim
1
===
F
FL
o
F
F
S
K


(MPa).
[ ]
29,226
75,1
1.396.
2lim
1
===
F
FL
o

Trong đó: - T
1
là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)
-
a
= b

/a

1
= 0,4 là hệ số chiều rộng bánh răng.
- K
H

là hệ số tập trung tải trọng.
- K
Hv
là hệ số tải trọng động.
- K
H

là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng.
- u
1
là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét.
ở đây ta đã có:
- T
1
= 0,5.42819 =21409,5 (N.mm). (Vì đây là hộp phân đôi cấp chậm).
- u

4,0.79,2.9,490
1.1.12,1.5,21409
3
2
=
(mm)
Vậy ta chọn a

1
= 130 (mm)
4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là.
* Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a

1
= (0,01 ữ 0,02).130 = 1,3 ữ 2,6 mm.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 1,5 mm.
* Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lợt là Z
1
và Z
2
:
Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của
mỗi bánh răng là = 30 ữ 40. Vậy chọn sơ bộ = 20
0
cos = 0,9397 khi đó ta có:
( ) ( )
9,42
179,2.5,1
9397,0.130.2

= 120 + 43= 163(rng).
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:
= arccos[(m.Z
t
)/(2.a

)] = arccos[(1,5.163/(2.130)] = 19,88
0
.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện
H
[
H
] = 490,9 (MPa).
Do
H
=
ch
chHHM
Ub
UKT
d
ZZZ
.
)1.( 2.
1
1




1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động.
Ta đã tính đ ợc các thông số:
- T
1
= 21409,5 (N.mm).
- b


= 0,4.a


= 0,4.130 = 52mm .
- d

1
= 2.a

/(u+1) = 2.130/(2,79+1) = 68,6(mm). Và u = U
ch
= 2,79.
- Z
M
= 274 Mpa
1/3
Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1).
- Z
H
= 1,67 Bảng 6.12(Trang106-Tập 1)

H

= 1,13.
Còn







===
=+=+=
40,179,2:130.4,1.73.002,0
09,1
13,1.12,1.5,21409.2
6,68.52.40,1
1
2

1
1
1
u
a
vg
KKT
db
K
oHH

H
=
79,201
79,2.52
)179,2.(38,1.5,21409.2
6,68
77,0.67,1.274
=
+
(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v =1,4 m/s Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức
chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
a
= 10ữ40 àm. Do đó
Z
R
=0,9 với d



=
còn
F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
Trong đó : - T
1
: Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- K
F

: Hệ số tập trung tải trọng.
Trang 17
Ph m Minh THuy _CK4-K4
- K
Fv
: Hệ số tải trọng động
- Y
F
: Hệ số dạng răng.
- b

: Chiều rộng vành răng.
- d






===
=+=+=
19,479,2:130.4,1.73.006,0
2,1
37,1.24,1.5,21409.2
6,68.52.19,4
1
2

1
1
1
u
a
vg
KKT
db
K
oFF
FF
F
Fv




K
F
= K
F

K
F

K
Fv
= 1,37.1,24.1,2 = 2,04
-


= 1,67 Y

= 1/

= 0,60
- =19,88
0
Y

= 1 - /140 = 0,858
Vậy ta có:
67,30
5,1.6,68.52
65,3.60,0.858,0.04,2.5,21409.2

2

.Y
R
và [
F2
]= [
F2
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
.
Với m = 5 mm Y
S
= 1,08 - 0,0695.Ln(5) 0,968. Còn Y
R
= 1 và K
xF
= 1:
[
F1
] = [
F1
].0,968.1.1 = 248,9 MPa.
[
F2
] = [
F2
].0,968.1.1 = 219 MPa.

max
và [
F1
]
max
.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
đợc xác định nh sau:
[ ]
[ ]



=
=
ch
max
F
ch
max
H
.8,0
.8,2

[ ]
( )
[ ]
( )



===
===
.MPa360450.8,0.8,0
.MPa1260450.8,2.8,2
2
ch
max
2F
2ch
max
2H
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:





=
=
qtFmaxF
qtHmaxH
K.
K.

222max
max
111max
max
2max
MPaMPaK
MPaMPaK
MPaMPaK
FqtFF
FqtFF
HqtHH



Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng
bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Khoảng cách trục: a


=130 mm.
- Môđun pháp bánh răng: m =1,5 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b

= 52mm.
- Số răng bánh răng: Z
1
= 43 và Z
2
=120

a2
= d
2
+ 2.m = 191,5 + 2.1,5 = 194,5 mm.
- Đờng kính đáy răng : d
f1
= d
1
- 2,5. m =68,6 - 2,5.1,5 = 64,85 mm.
d
f2
= d
2
- 2,5.m = 191,5 - 2,5.1,5 = 187,75 mm,
- Đờng kính cơ sở : d
b1
= d
1
. cos = 68,6.cos 20

= 64,46 mm;
d
b2
= d
2
. cos = 191,5. cos 20

= 179,95 mm
III. tính toán thiết kế trục .
Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất

d
= (0,3 ữ 0,35).a

1
=(0,3 ữ 0,35).113,25 = 33,98 ữ 39,64 mm
Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính trục lắp bánh răng thẳng bị động là d = 35 mm.
* Đờng kính trục ra của hộp giảm tốc:
).35,03,0(
3
ữ=
n
d
a

2
=(0,3
ữ
0,35).130 = 39
ữ
45,5 mm
Vậy ta chọn đờng kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là d =40 mm
Căn cứ vào đờng kính của ngõng trục cần lắp ổ lăn ta tiến hành tra bảng 10.2 (Trang
189-Tập1 tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định đợc gần đúng chiều rộng của ổ
lăn cần lắp nh sau:







23
= l
22
+ 0,5(l
m22
+ l
m23
) + k
1
.
l
24
= 2
2223
ll
Tính các thành phần trong công thức:
l
m23
= (1,2 ữ 1,5) d
2
= (1,2 ữ 1,5).35

=42 ữ 52,5 mm ; chọn l
m23
= 50 mm.
l
m22
= l
m24
= (1,2 ữ 1,5)d

mm
Chiều cao lắp ổ và bulông h=20mm
Bảng 10.3 (Trang 189-Tập 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi
mmdl
m
754230)5,24,1()5,24,1(
112
ữ=ữ=ữ=
Chọn
50
12
=
m
l
453630)5,12,1()5,12,1(
113
ữ=ữ=ữ= dl
m
Trang 20
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Chọn
40
13
=
m
l
mmdlll
mmm
6048)5,12,1(

5,178
5,117
5,69
2233
2434
2313
1212
==
==
==
==
ll
ll
ll
ll
c
Khoảng cách giữa các gối đỡ:
2355,117.2.2
23312111
===== llll
Trục thứ
Khoảng cách
ki
l
(mm)
I
5,69
12
=l


235
31
=l

5,76
32
=l

5,76
32
=
c
l

5,56
33
=l
2. Xác định các lực qua bánh răng tác dụng lên trục.
* Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng đợc chia làm ba thành phần:
F
t
: Lực vòng; F
r
: Lực hớng tâm; F
a
: Lực dọc trục;
Trong đó các giá trị lực đợc xác định nh sau:
F
tE
= F

tB
=F
tC

11 tDtB
FF ==
=
2,624
6,68
42819
2
2
==

d
T
N
F
rB
=F
rC

11 rDrB
FF ==
=
257
88,19cos
16,21.2,624

.

= 1966,5 N.(Tính toán ở trên).
* Lực tác dụng của nối trục đàn hồi: F
Kr
=(0,2 ữ 0,3).F
r
F
Kr
= 0,25.1966,5 = 492 N
Trang 21
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Có phơng chiều sao cho tăng ứng suất và biến dạng do lực vòng trên chi tiết quay
khác lắp trên cùng một trục trên trục đó gây ra. Vậy F
kr
có chiều ngợc hớng với
1t
F
3. Xác định các thành phần phản lực của ổ lăn và biểu đồ mômen của các trục.
a) Đối với trục vào (Trục I).
Xét mặt phẳng xOz ta có:
( )
( )
2)(183
.
0
1
0
11
13
4
114133

133
=
==
=
=
F
OE
O
M
Mx
mmNlFyMx
Mx
Mx
Xét mặt phẳng yOz ta có:

0
).(5,76163.
).(34194.
0
)(8,134
)(2,648
0
0
4
134
123
3
4
11413123
43

Xét mặt phẳng xOy ta có:
Trang 22
Ph m Minh THuyạ _CK4-K4

).(65,24883
2
.
12
mmN
dFt
Mz
E
==
BiÓu ®å m«men cña trôc I
Trang 23
Ph m Minh THuyạ _CK4-K4
b) §èi víi trôc trung gian (Trôc II):
Trang 24
Ph m Minh THuyạ _CK4-K4
 XÐt trong mÆt ph¼ng xOz ta cã:
( )
2)(74
0
)1(
0
2
2122412312211
21111
21111
NFy

123241222412411
1222312311
12211
2211
1
11
=
−=+=
−=−−−−+−=
−=−−+−=
−=−−=
−=−=
=
===
O
B
t
D
p
D
BCBO
t
D
BBOC
BO
p
B
O
t
B