Đồ án chi tiết máy

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU........................................................................................................................................................................ 2
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN..........................................................................................4
1.Chọn động cơ điện......................................................................................................................................................... 4

1.1 Xác định tải trọng tương đương………………………………………………………………………………………………………….
1.2 Xác định công suất cần thiết………………………………………………………………………………………………………………
2.Phân phối tỉ số truyền................................................................................................................................................... 5
PHẦN II: TÍNH TỐN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG........................................................................................7
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG...........................................................................................................10
TRONG HỘP GIẢM TỐC................................................................................................................................................... 10
1.

Tính tốn bộ truyền cấp chậm(bánh răng trụ răng nghiêng)............................................................................10

2.

Tính tốn bộ truyền cấp nhanh(bánh răng trụ răng nghiêng)..........................................................................19

Bảng thông số bộ truyền bánh răng..............................................................................................................................19
PHẦN IV: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN......................................................................................................25
1.

Chọn vật liệu.......................................................................................................................................................... 25

2.

Tính sơ bộ trục...................................................................................................................................................... 25

3.

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.....................................................................................25

4.

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục...............................................................................................27

5.

Chọn Then và khiểm nghiệm Then và trục……………………………………………………………………36

PHẦN V: CHỌN Ổ LĂN..................................................................................................................................................... 45
PHẦN VI: CHỌN KHỚP NỐI............................................................................................................................................. 53
Phần VII: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT CỦA HỘP GIẢM
TỐC……………………………………………54

1. Kết cấu vỏ hộp giảm tốc:....................................................................................................................................... 54
2. Chọn bề mặt lắp ghép:........................................................................................................................................... 55
3. Xác định các kích thước của vỏ hộp:...................................................................................................................55
4. Các chi tiết của hộp giảm tốc:....................................................................................................................................57
PHẦN VIII: BÔI TRƠN, ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP.............................................................62
1.Bôi trơn:....................................................................................................................................................................... 62
2. Điều chỉnh ăn khớp bánh răng:.................................................................................................................................63

LỜI NÓI ĐẦU

1


Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trong nhất của sinh viên

ngành cơ khí, Đồ án thể hiện những kiến thức của sinh viên về vẽ kỹ thuật,
dung sai lắp ghép, nguyên lý máy, chi tiết máy,
Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ
thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng
,ổ lăn, dây đai…
Được sự hướng dẫn của thầy, và ngành cơ khí là ngành mà em đam mê,
bằng các kiến thực hạn hẹp của em, em đã cố gắng hoàn thành đồ án một các
hoàn chỉnh.
Do các yếu tố về thời gian, kinh nghiệm, kiến thức và một số yếu tố khác
nên chắc chắn sẽ có nhiều thiếu sót, em mong nhận được sự nhân xét của
thầy.
Em xin chân thành cám ơn thầy Trần Tiến Đạt, và các bạn trong khoa đã
giúp đỡ em rất nhiều để em hoàn thành đồ án một cách hoàn chỉnh!

Sinh viên thực hiên:

Nguyễn Thành An

2


THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
ĐỀ SỐ 01: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp với các dữ liệu ban đầu như sau:
+ Sơ đồ gia tải như hình vẽ
+ Tùy chọn bộ truyền đai hoặc bộ truyền xích ở đầu vào hoặc đầu ra của hộp giảm tốc.
+ Các thông số ban đầu của hệ.

1:Động cơ điện không đồng bộ 3 pha.
2:Bộ truyền bánh đai thang.
Cơng suất trục

cơng tác(kW)

Số vịng quay trục
cơng tác (vg/ph)

Số năm làm
việc

40

5

3:Hộp giảm tốc 2 cấp răng nghiêng.
5

4:Khớp nối trục đàn hồi.
5:Băng tải.

Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va
đập nhẹ (1năm làm việc 300 ngày,1ca làm việc 8 giờ).
Các thông số khác sinh viên tự lựa chọn cho phù hợp.

3


PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ điện
1.1 Xác định tải trọng tương đương
Gọi: Ptd: công suất tương đương
Pct: công suất công tác

Công suất tương đương: (trong trường hợp tải trọng thay đổi)

√

2
+¿ P22 .t 2
52 .0,7 + ( 5.0,8 ) . 0,3
Ptd = P .t 1
=
=4,7222(KW ) ¿
t 1 +t 2
0,7 +0,3

√

2
1

1.2 Xác định công suất cần thiết
Hiệu suất bộ truyền theo bảng 2.3
Chọn:
Hiệu suất bộ truyền đai (để hở)

ηd

=

0,96

Hiệu suất của cặp bánh răng trụ

ηbr

=0,97

Hiệu suất của cặp ổ lăn

ηol

=

0,995

Hiệu suất của khớp nối trục

ηk

=1

Hiệu suất hệ thống:
η=η1 .η2 . η3 ...=ηk . η 4ol . η2br . ηd (theo2.9 TL1)
η=¿1.0,9954.0,972. 0,96= 0,8853

Công suất cần thiết:

4


Pct =

Ptd 4,7222
=
=5,334 (kw) (theo 2.8 TL1)
η 0,8853

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb=nlv.ut Theo (2.18) TL1
Theo bảng 2.4 TL1 ta có:
- Bộ truyền đai
=4
- Bộ truyền bánh răng = 8
Ta chọn được tỷ số truyền sơ bộ là: ut=ud.ubr= 4.8 = 32
Vậy nsb= 40.32 = 1280
Pdc≥ Pct
ndb≈ nsb
Tra bảng P.1.3 trang 237, ta chọn:
Kiểu động cơ

Công suất (kW)

4A112M4Y3

Vận tốc quay (v/p)

η%

1425

85,5

5 ,5

Tmax
Tdn

2.2

cosφ
0,85

2. Phân phối tỷ số truyền
2.1 Tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung: (theo 3.23) TL1
ut =

nđc 1425
=
=35,625
nlv
40

2.2. Phân phối tỷ số truyền chung của hệ động
ut =ud . uh

Tra bảng 2.4 TL1 chọn ud= 4
uh =

u t 35,625
=
=8,906

ud
4

Ta có u1=(1,2…1,3) u2 và u1. u2=uh
=> u1=3,269

, u2 =2,724

5


2.3. Xác định cơng suất, số vịng quay, mơmen trên các trục

Công suất trên các trục:
P1 = Pct .ηd . η ol = 5 ,334.0,96.0,995 =5,095 (kW)
P2 = P1 .ηbr . ηol = 5,095.0,97.0,995 =4,917 (kW)
P3 = P2 .ηbr . ηol = 4,917.0,97.0,995 =4,745 (kW)
Pmct =P3 .η kn . ηol = 4,745.1.0,995 = 4,721 (kW)
Pdc =Pct= 5,334 (kW)

Số vòng quay trên các trục:
n1 =

n dc 1425
v
=
=356( )
ud
4
ph

n 1 356
=
=109( v / ph)
u 1 3,269
n 2 109
n3 = =
=40( v / ph)
u 2 2,724
n
40
n mct= 3 = =40 (v / ph)
umct 1
n2 =

nđc =1425 (v/ph)
 Mômen xoắn trên các trục:
P1
6 5,095
=9,55.1 0 .
=136677,66( N . mm)
n1
356
P
4,917
T 2=9,55.1 06 2 =9,55.1 06 .
=430801,37( N . mm)
n2
109
6 P3

6 4,745
T 3=9,55.1 0
=9,55.1 0 .
=1132868,75(N . mm)
n3
40
P
4,721
T mct =9,55.1 06 mct =9,55.10 6 .
=1127138,75(N . mm)
n mct
40
P đc
5,334
Tđc =9,55.106 .
=9,55.106 .
= 35747,15 (N.mm)
1425
nđc
T 1=9,55.1 0

6

Trục
Thông số
Tỷ số truyền

Động cơ
4

I

Cơng suất (kW)

5,334

5,095

Số vịng quay
(vg/ph)

1425

356

II

III

Cơng tác
1

4,917

4,745

4,721

109

40

40

3,269

2,724

6


Mơmen T (Nmm)

35747,15

136677,66

430801,37

1132868,75

1127138,75

PHẦN II: TÍNH TỐN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
1. Chọn dạng đai
Các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai
nđc=1425 (vòng/phút)
Pđc=5,5 (Kw)
Uđ=4
Theo sơ đồ hình 4.1 TL1 trang 59 ta chọn đai thang có tiết diện Ƃ

2. Đường kính bánh đai nhỏ
Theo bảng 4.13 TL1, ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=180 mm
Vận tốc đai : v=

π . d 1 . n1 π .180 .1425
=
=13,43(m/s)
60000
60000

< vmax = 25(m/s)

3. Đường kính bánh đai lớn
Theo 4.2 TL1, và chọn hệ số trượt tương đối ɛ=0,02

Đường kính bánh đai lớn là:
d2= ud1(1- ɛ) = 4.180(1-0,02)=705,6 mm
Chọn đường kính d2=710 mm
Tỷ số truyền thực của bộ truyền đai là:

ut= d

d2
710
=
=¿
180.(1−0,02) 4,02
1 .(1−ε )

Do đó:

Δ u=¿ ut −u∨ ¿ .100 % ¿ ¿ ¿ 4,02−4∨ ¿ .100 % ¿=0,5% <4%
u
4

4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l
Theo tỷ số truyền u=4,02 ta được:
a = 0,95d2 = 0,95.710 = 647,5 mm
Chiều dài đail=2 a+ π (d 1+ d2 )/2+¿ theo 4.4 TL1
= 2.674,5+π(180+710)/2 + (710−180)2/(4.674,5) = 2851 mm
Theo bảng 4.13 TL1 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l=2800 mm

7


Tính khoảnh cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn :
a=( λ+ √ λ2−8 Δ2 )/4

CT 4.6 TL1

λ=l−π (d 1 +d 2 )/2=2800−π ( 180+ 710)/2=1401,99

Δ=(d 2−d 1 )/2=(710−180)/2=265

Do đó a = 646 mm
Kiểm nghiệm điều kiện(4.14 TL1):
2(d 1 +d 2 )≥ a ≥ 0,55(d 1 +d 2 )+ h

Ta có : 2.(180+710)= 1780
0,55.(180+710)+10,5= 500
Vậy a= 646 mm thỏa mãn điều kiện

5. Tính góc ơm đai
Theo CT 4.7 TL1
α 1=180−

57 ( d 2−d 1)
57 ( 710−180 )
∘
=180−
=1 33 >α min=120∘
a
646

6. Xác định số đai z
Theo CT 4.16 TL1
z=Pdc . K d /([P0 ]C α C l C u C z)

Trong đó:
Theo bảng 4.7 K d =1,35
Theo bảng 4.15 α 1=1 33∘ , C α =0,87
Theo bảng 4.17 u=4 ,C u=1,14
Theo bảng 4.16 l/l 0=2800/2240=1,25 ,C l=1,05
Theo bảng 4.19 , với v= 13,43 m/s,d1=180 mm, ta có [P0]= 4,22 KW
P1 /[ P0 ]=5,5 /4,22=1,303 Do đó theo bảng 4.18 thì Cz=1

8


Do đó Z=

5,5.1,35

=¿1,6895
4,22.0,87 .1,14 .1,05 .1

Vậy số đai z=2
7. Tính các kích thước chủ yếu của bánh đai
7.1 Chiều rộng của bánh đai:
theo bảng 4.21 TL1 ta có:
t=19 mm
e =12,5 mm
h0=4,2mm
B= (z-1)t + 2e =(5-1).19+2.12,5=101 mm (theo 4.17 TL1)
7.2 Đường kính ngồi 2 bánh đai:
d a =d +2. h0

da1 =d1 + 2h0 =180+ 2.4,2=188,4 mm
da2 =d2 + 2h0 =710+ 2.4,2 =718,4 mm
8. Tính lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu F0
Lực căng do lực li tâm sinh ra:
F v =q m v 2 (theo 4.20)

qm : khối lượng trên 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 TL1 ta được :
qm =0,178 kg/m
=> Fv= 0,178.13,432=32,105 N
Lực căng ban đầu trên 1 đai: theo 4.19 TL1
F 0=

780 P1 K d
780.5,5 .1,35
+ F v=
+32,105=279,94 N

v Cα z
13,43.0,87 .2

Lực tác dụng lên trục: theo 4.21
F r=2 F 0 z sin(¿ α 1 /2)=2.279,94 .2 . sin(¿ 1 33∘ /2)=1026,88 N ¿ ¿

9


PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
1. Tính tốn bộ truyền cấp chậm(bánh răng trụ răng nghiêng)
1.1. Chọn vật liệu
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu cơng suất trung bình (P đc = 15 kw),
chỉ cần chọn vật liệu nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng được tơi cải
thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời
bộ truyền có khả năng bị chảy mịn. Dựa theo bảng 6.1 TL1 trang 92 chọn thép 45 với
phương pháp tôi cải thiện, thép loại này thông dụng và giá thành thấp.
Vật Liệu

Nhiệt Luyện

Bánh chủ Thép 45
Tôi cải thiện
động
Bánh bị
Thép 45
Tôi cải thiện
động
1.2. Xác định ứng suất cho phép

Giới hạn bền
σb MPa
850 MPa

Giới hạn
Chảy
σch MPa
580 MPa

241…285

750 MPa

450 MPa

192…240

Theo bảng 6.2 (TL1 trang 94) thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =180

Độ cứng
HB

¿ 350

Chọn độ rắn bánh răng chủ động HB1 = 245, độ rắn bánh răng bị động HB2 = 230
σ 0Hlim =2. HB +70 ;SH =1,1 ; σ 0Flim =1,8 HB ; SF =1,75
σ 0Hlim1=2. H B 1+70=2.245+70=560 MPa
σ 0F lim 1=1,8.245=441 MPa
σ 0H lim 2=2. H B2 +70=2.230+70=530 MPa
σ 0F lim 2=1,8.230=414 MPa

Theo 6.5 TL1 trang 93
N HO=30. H 2,4
HB Do đó:
N HO 1=30.24 52,4 =16,26.1 06

NHO2 = 30.2302,4 = 13,97.106

10


Theo công thức 6.7 TL1
NHE = 60.c  ( Ti / Tmax)3 .niti
Trong đó :
c=1
Thời gian làm việc là 5 năm, 1 năm làm việc 300 ngày ,1 ngày 2 ca 8h
ti =5.300.16 = 24000h
ni : số vòng quay
NHE1 = 60.1.109..24000.(13.0,7+0,83.0,3) = 133,98.106
NHE2 = 60 .1 .40 .24000.(13.0,7+0,83.0,3) = 49,17.106
Vì NHE > NHO nên ta lấy NHE = NHO để tính KHL
N HO 6
=√ 1 =1 ; mH =6 vì HB < 350
N HE

√

mH

Theo 6.3 TL1 trang 93: KHL =

Trong bước tính thiết kế , sơ bộ lấy ZRZVKxH =1, đo đó áp dụng CT 6.1a TL 1 trang 93
ta có:

0
σ
σ
Him
[ H ]=

[

σH

0
σ
Him1
]1 =

0
σ
σ
Him2
[ H ]2 =

K HL
SH
K HL1
SH

=

560.1
1,1

= 509

=

530.1
1,1

= 481,82 Mpa

K HL 2
SH

MPa.

Vì cấp chậm dùng bánh răng trụ răng nghiêng nên theo CT 6.12 TL1 trang 95 ta có

[

σH

[ σ H ]1 +[ σ H ]2
2
]’ =

=

509+481 , 8
2

= 495,46MPa <1,25[

σH

]2

Thõa mãn điều kiện 6.12

11


Theo công thức 6.8 TL1 trang 93
NFE = 60c ∑ ¿¿ (Ti/Tmax)mFni ti ; mF =6 vì HB < 350
NFE1 = 60.1.109.24000(16.0,7+0,86.0,3) =122,21.106
NFE2 = 60.1.40.24000(16.0,7+0,86.0,3) = 44,85.106
NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép
Vì NFE > NFO nên ta lấy NFE = NFO để tính KFL
Theo CT 6.4 TL1 trang 93

√

mF

KFL =

N FO 6

=√ 1 =1
N FE

Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy YRYSKxF = 1,do đó áp dụng CT 6.2a TL 1 trang 93
ta được:
[σ F ] = σ 0Flim.KFC.KKL / SF
0
σ
[ ]1 = F lim 1 .KFC.KKL / SF = 441/1,75 = 252 Mpa

σF

0

[σ F ]2 = σ F lim 2 .KFC.KFL / SF = 414/1,75 = 236,6 Mpa
Ứng suất quá tải cho phép : theo CT 6.13 và 6.14 TL1 trang 95, 96
[

σH

]max = 2,8 σ ch 2 = 2.8.450 = 1260 MPa.

[ σ F 1 ]max = 0,8 σ ch 1 = 0,8.580 = 464 MPa.
[ σ F 2 ]max = 0,8 σ ch 2 = 0,8.450 = 360 Mpa
1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a TL1 trang 96
aw = Ka( u+1)

√
3

T 1 . K Hβ
[σ H ]2 u . ψ ba

Trong đó:

12


Ka : hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng tra bảng 6.5 TL1 trang 96 ta
được Ka = 43 Mpa
u: tỉ số truyền , u=2,724
T1: moment xoắn trên trục bánh chủ động : T1 = 430801,37 N.mm
ψ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.
Chọn ψ ba = 0,3(răng đối xứng) theo bảng 6.6 TL1 trang 97
 bd = 0,53 ψ ba (u+1) = 0,53.0,3.(2,724 +1) = 0,592

Tra bảng 6.7 TL1 trang 98, với  bd = 0,592 và ở sơ đồ 5 ta được , KH β = 1,03
[σH] : ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] =495,4 Mpa

√

aw = 43.(2,724+1) 3

430801,37 .1,03
=208,64 mm
495,42 .2,724 .0,3

lấy aw = 208 mm theo dãy 1
1.4. Xác định các thông số của bộ truyền

 Xác định mô đun theo 6.17 TL1 trang 97
m=(0,01 ¿ 0,02)aw =(0,01 ¿ 0,02)208 = (2,08 ¿ 4,16) mm
Tra bảng 6.8 TL1 trang 99 ta chọn mô đun ứng suất pháp m = 2,5
 Số răng của bánh răng,
Chọn sơ bộ β = 100 ,theo 6.31 TL1 trang 103
Tính số răng bánh chủ động:
Z1=2aw.cos β /[m(u+1)] = 2.208.cos(100)/2,5(2,724+1) = 44
 lấy Z1=44
Tính số răng bánh bị động
Z2=u.Z1 = 119,856 => lấy Z2 =120
Như vậy tỉ số truyền thực ut=Z2 /Z1 =2,73

13


 Tính lại góc nghiêng của răng
Cos β =m(Z1+Z2)/2aw = 2,5(44+120)/2.208=0,98

β =11,50 thoả mãn điều kiện β ∈ [8;20]Góc ăn khớp



Theo 6.27 TL1 trang 101,với a w =2 00(theo TCVN 1065 – 71)
cos α tw =z t mcos α /(2a w )=(44+120).2,5 . cos (¿ 20 ∘)/(2.208)=0,926 ¿

 α tw =22,180
 Kích thước bộ truyền bánh răng
 Chiều rộng bánh răng
b w =ψ ba . a w ¿ 0,3.208=62,4 mm

 Đường kính vịng chia
d 1=m z 1 /cos=2,5.44 /cos ⁡(11,5)=112,25 mm
d 2=m z 2 /cos=2,5.120/cos ⁡( 11,5 )=306,15 mm

 Đường kính vịng lăn
d w 1=

2 aw
2.208
=
=111,528 mm
ut +1 2,73+1

d w 2=d w1 . ut=111,528.2,73=304,471mm

 Đường kính đỉnh răng ( b.6.11)
da1 = d1 + 2m = 117,25 mm
da2 = d2 + 2m = 311,15 mm
 Đường kính đáy răng
df1 = d1 – 2,5m = 106 mm
df2 = d2 – 2,5m = 299,9 mm
 Hệ số trùng khớp dọc
ε β=

bw .sin β
=62,4. sin ¿ ¿
m. π

 Hệ số trùng khớp ngang

[

ε α = 1,88−3,2

(

1 1
1
1
+
. cosβ= 1,88−3,2
+
cosβ=1,745
Z1 Z2
44 120

)]

[

(

)]

14


 Vận tốc vòng lăn
v=

π . d w 1 . n1 π .111,528 .109
=
=0,636 m/s
60000
60000

Với v=0,636 m/s ,theo bảng 6.13 TL1 trang 106 ta chọn cấp chính xác của cặp bánh
răng là cấp 9
1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo CT 6.33 TL1 trang 105, ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc
σ H =Z M . Z H . Z ε

√

2. T 1 . K H (u t +1)
≤[σ H ]
2
b w . ut . d w 1

Trong đó :
 ZM= 274 Mpa (tra bảng 6.5 TL1 trang 96) là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các
bánh răng ăn khớp
 ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo CT 6.34 TL1 trang 105
ZH=

√

2cos βb
sin 2α tw

Với : - β b góc nghiêng của răng trên trụ cơ sở
tg β b =cosα t .tg β
(α t =α tw =22,180 ) vì bánh răng khơng dịch chỉnh
tg β b = cos(22,180).tg(11,50)=0,188
 β b = 10,670
ZH=

√

2cos βb
2. cos( 10,67)
=
=1,677 ¿
sin 2α tw
sin(¿ 2.22,18)

√

 Zɛ : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,theo 6.37 TL1 trang 105
vì ɛβ >1 nên theo 6.36c TL1 : Zɛ=√ 1/ε α =√ 1/1,745 =0,757
 KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ.KHα.KHv
Trong đó:

15


KHβ =1,03 đã làm ở bước 1.3
KHα =1,13 : hệ số phân bố không đều tải trọng tra bảng 6.14 TL1 trang 107
Theo 6.41 TL1 trang 107

K Hv =1+

v H =δ H . g 0 . v

√

v H . bw . dw 1
2. T 1 . K Hβ . K Hα

aw
208
=0,002.73 .0,636
=0,81(m/s)
ut
2,73

√

Tra bảng 6.15 TL1 ta được δ H = 0,002
Tra bảng 6.16 TL 1 ta được g0 = 73
K Hv =1+

v H . bw . dw 1
0,81.62,4 .111,528
=1+
=1,006
2. T 1 . K Hβ . K Hα
2.430801,37.1,03 .1,13

 KH = KHβ.KHα.KHv =1,03.1,13.1,006= 1,171

σ H =Z M . Z H . Z ε

√

2. T 1 . K H ( ut + 1 )
b w . ut . d

2
w1

=274.1,677 .0,757

√

2.430801,37 .1,171 ( 2,73+1 )
=463,563 MPa
62,4.2,73. 111,5282

Theo 6.1 và 6.1a TL1

[ σ H ]=[ σ H ] ' . Z v . Z R . K xH =495,46.1 .0,95.1=470,687 MPa
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần
gia cơng đạt độ nhám Ra= 2,5 … 1,25

μm do đó ZR=0,95;với da<400 KxH =1

v= 0,981 < 5 m/s nên Zv =1
Như vậy σ H <[ σ H ] thỏa mãn độ bền tiếp xúc
1.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo 6.43 và 6.44 TL1 trang 108

σ F 1=

2. T 1 . K F . Y ε . Y β . Y F 1
≤[σ F 1 ]
bw . d w1 . m

σ F2=

σ F 1. Y F 2
≤[σ F 2]
YF1

16


Trong đó :
1

1

 Y ε = ε = 1,745 =¿ 0,573 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
α
 Y β=1−

β0
11,5
=1−
=¿ 0,918 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng
140
140

 Số răng tương đương:
Z v1 =
Z v2 =

Z1
3

cos β
Z2
3

cos β

=

44
=46,76
cos ⁡(11,5)3

=

120
=127,527
3
cos ⁡(11,5)

Vì sử dụng răng khơng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x =0
Tra bảng 6.18 TL1 trang 109 ta được:YF1 = 3,666 , YF2 = 3,6
Theo CT 6.45 TL1 trang 109: K F=K Fβ . K Fα . K Fv

Trong đó:
 K Fβ :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
tra bảng 6.7 TL1 trang 98 với  bd = 0,592 và ở sơ đồ 5, ta có K Fβ =1,0788
 K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng ta bảng 6.14 TL1 trang 107
với v = 0, 636 m/s cấp chính xác 9 ta được K Fα=1,37
 K Fv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn; theo CT 6.46 TL1 trang 109
K Fv =1+

Với v F =δ F . g0 . v .

√

vF . bw . dw 1
2,43.62,4 .111,528
=1+
=1,013
2. T 1 . K Fβ . K Fα
2.430801,37 .1,0788 .1,37

aw
208
=0,006.73 .0,636 .
=2,43 m/s
um
2,73

√

δ F =0,006 tra bảng 6.15 TL1 trang 107
g0 = 73

tra bảng 6.16 TL1

 K F=K Fβ . K Fα . K Fv=1,0788.1,37.1,013=1,497
Từ đó tính được:

17


σ F 1=

2. T 1 . K F . Y ε . Y β . Y F 1 2.430801,37 .1,497 .0,573 .0,918.3,666
=
=142,959 MPa
bw . d w1 . m
62,4.111,528.2,5

Ta thấy σ F 1 <[σ F 1 ¿ = 252 Mpa
σ F2=

σ F 1 . Y F 2 142,959.3,6
=
=140,385 MPa< [ σ F 2 ]=236,57 MPa
YF1
3,666

Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc
1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo 6.48 TL1 trang 110
σHmax =σH .√ K qt ≤ [σH]max
hệ số quá tải K qt =

T max
= 2,2
T

 ứng suất tiếp xúc cực đại
σHmax = σH√ 2,2 = 463,563.√ 2,2 =687,575 Mpa <[σH]max =1260 MPa
 ứng suất uốn cực đại, theo CT 6.49 TL1
σF1max =σF1.Kqt = 142,959.2,2 = 314,51 Mpa < [σF1]max = 464 MPa
σF2max =σF2.Kqt = 140,385.2,2 = 308,85 MPa < [σF2]max = 360 MPa
1.8. Thông số cấu tạo của bộ truyền
Khoảng cách trục
Modun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vịng chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng

aw = 208 mm
m = 2,5
bw = 62,4 mm
u = 2,73
β = 1105’

Z1 =44, Z2 = 120
x=0
d1 = 112,25 mm, d2 = 306,15 mm
da1 = 117,25 mm, da2 = 311,15 mm
df1 = 106 mm, df2 = 299,9 mm

2. Tính tốn bộ truyền cấp nhanh(bánh răng trụ răng nghiêng)
2.1. Chọn vật liệu

18


Chọn vật liệu tương tự như bánh răng cấp chậm vì tỉ số truyền như nhau
2.2. Xác định ứng suất cho phép
Làm tương tự như bánh răng cấp chậm:
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
aw = 156,43 mm ,lấy aw = 156 mm,( u= 3,269, T =136677,66)
1.2. Xác định các thông số của bộ truyền
modun = 2,5
 Số răng của bánh răng
Chọn sơ bộ

β

= 100,theo 6.31 TL1 trang 103

Z1=2aw.cos

β

/[m(u+1)] = 2.156cos(100)/2,5(3,269+1) = 28,79

 Lấy Z1 = 28
Z2=u.Z1 = 91,532 => lấy Z2 =92
Như vậy tỉ số truyền thực ut=Z2 /Z1 =3,286
 Tính lại góc nghiêng của răng
Cos

β

=m(Z1+Z2)/2aw = 2,5(28+92)/2.156=0,9615

 β =15,950 thoả mãn điều kiện
 Góc ăn khớp

β

∈ [8;20]

Theo 6.27 TL1 trang 101,với α ❑=2 00(theo TCVN 1065 – 71)
cos α tw =z t mcos α /(2a w )=(28+ 92).2,5 .cos (¿ 2 0∘)/(2.156)=0,904 ¿

 α tw =25,310
 Kích thước bộ truyền bánh răng
 Chiều rộng bánh răng
b w =ψ ba . a w ¿ 0,3.156=46,8 mm

 Đường kính vòng chia
d 1=m z 1 /cos=2,5.28 /cos ⁡(15,95)=72,803 mm

d 2=m z 2 /cos=2,5.92/cos ⁡(15,95)=239,209 mm

19


 Đường kính vịng lăn
d w 1=

2 aw
2.156
=
=72,795 mm
ut +1 3,286+1

d w 2=d w1 . ut=72,795.3,286=239,204 mm

 Đường kính đỉnh răng
da1 = d1 + 2m = 77,803 mm
da2 = d2 + 2m = 244,209 mm
 Đường kính đáy răng
df1 = d1 – 2,5m = 66,553 mm
df2 = d2 – 2,5m = 232,959 mm
 Hệ số trùng khớp dọc
ε β=

bw .sin β
=46,8. sin ¿ ¿
m. π

 Hệ số trùng khớp ngang

[

ε α = 1,88−3,2

( Z1 + Z1 )] . cosβ=[ 1,88−3,2( 281 + 921 )] cos ⁡( 15,95)=1,664
1

2

 Vận tốc vòng lăn
v=

π . d w 1 . n1 π .72,795 .365
=
=1,357 m/s
60000
60000

Với v= 1,357 m/s ,theo bảng 6.13 TL1 trang 106 ta chọn cấp chính xác của cặp bánh
răng là cấp 9
2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6.33 TL1 trang 105, ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc
σ H =Z M . Z H . Z ε

√

2. T 1 . K H (u t +1)
≤[σ H ]
2

b w . ut . d w 1

Trong đó :

20


 ZM= 274 Mpa (tra bảng 6.5 TL1 trang 96) là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các
bánh răng ăn khớp
 ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo 6.34 TL1 trang 105
ZH=

√

2cos βb
sin 2α tw

Với : - β b góc nghiêng của răng trên trụ cơ sở
tg β b =cosα t .tg β
(α t =α tw = 25,310 ) vì bánh răng không dịch chỉnh
 tg β b = cos(25,310).tg(15,950) = 0,258 => β b = 14,470
ZH=

√

2cos βb
2. cos(14,47)
=
=1,583 ¿
sin 2α tw

sin(¿ 2.25,31)

√

 Zɛ : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,theo 6.37 TL1 trang 105
vì ɛβ >1 nên theo 6.36c TL1 : Zɛ=√ 1/ε α =√ 1/1,664 = 0,775
 KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ.KHα.KHv
Trong đó:
KHβ =1,09 tương tự cặp bánh răng cấp chậm
KHα =1,13 : hệ số phân bố không đều tải trọng tra bảng 6.14 TL1 trang 107
Theo 6.41 TL1 trang 107
K Hv =1+

v H . bw . dw 1
2. T 1 . K Hβ . K Hα

v H =δ H . g 0 . v

√

aw
156
m
=0,002.73 .1,357
=1,365
ut
3,286
s

√

( )

Tra bảng 6.15 TL1 ta được δ H = 0,002
Tra bảng 6.16 TL 1 ta được g0 = 82
K Hv =1+

v H . bw . dw 1
1,365.46,8 .72,795
=1+
=1,014
2. T 1 . K Hβ . K Hα
2.136677,66 .1,09 .1,13

21


 KH = KHβ.KHα.KHv =1,09.1,13.1,014= 1,249
σ H =Z M . Z H . Z ε

√

2. T 1 . K H ( ut + 1 )
b w . ut . d

2
w1

=274.1,583.0,775

√

2.136677,66 .1,249 ( 3,286+1 )
=450,449 MPa
46,8.3,286 .72,7952

Theo CT 6.1 và 6.1a TL1

[ σ H ]=[ σ H ] ' . Z v . Z R . K xH =495,4.1 .0,95.1=470,687 MPa
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần
gia cơng đạt độ nhám Ra= 2,5 … 1,25

μm

do đó ZR=0,95;với da<400 KxH =1

v= 0,981 < 5 m/s nên Zv =1
Như vậy σ H <[ σ H ] thỏa mãn độ bền tiếp xúc
2.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo 6.43 và 6.44 TL1 trang 108
σ F 1=

2. T 1 . K F . Y ε . Y β . Y F 1
≤[σ F 1 ]
bw . d w1 . m

σ F2=

σ F 1. Y F 2

≤[σ F 2]
YF1

Trong đó :
1

1

 Y ε = ε = 1,664 =¿ 0,6 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
α
β0
15,95
=1−
=¿ 0,886 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng
 Y β=1−
140
140

 Số răng tương đương:
Z v1 =
Z v2 =

Z1
3

cos β
Z2
3

cos β

=

28
=31,5
cos ⁡(15,95)3

=

92
=103,5
3
cos ( 15,95 )

Vì sử dụng răng khơng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x =0
Tra bảng 6.18 TL1 trang 109 ta được:YF1 = 3,785 , YF2 = 3,6
Theo 6.45 TL1 trang 109: K F=K Fβ . K Fα . K Fv

22


 K Fβ :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra
bảng 6.7 TL1 trang 98 với  bd = 0,709 và ở sơ đồ 3, ta có K Fβ =1,197
 K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng ta bảng 6.14 TL1 trang 107 với v =
1,357 m/s cấp chính xác 9 ta được K Fα=1,37
 K Fv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn;
theo 6.46 TL1 trang 109
K Fv =1+

vF . bw . dw 1
4,095.46,8 .72,795
=1+
=1,03
2. T 1 . K Fβ . K Fα
2. 136677,66 .1,197.1,37

Với v F =δ F . g0 . v .

√

aw
156
=0,006.73 .1,357 .
=4,095 m/s
um
3,286

√

δ F =0,006 tra bảng 6.15 TL1 trang 107
g0 = 73 tra bảng 6.16 TL1

 K F=K Fβ . K Fα . K Fv=1,197.1,37.1,03=1,689
Từ đó tính được:
σ F 1=

2. T 1 . K F . Y ε . Y β . Y F 1 2. 136677,66 .1,689.0,6 .0,886 .3,785
=
=109,07 MPa

bw . d w1 . m
46,8.72,795 .2,5

Ta thấy σ F 1 <[σ F 1 ¿ = 252 Mpa
σ F2=

σ F 1 . Y F 2 109,07.3,6
=
=103,739 MPa< [ σ F 2 ]=236,57 MPa
YF1
3,785

Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc
2.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo CT 6.48 TL1 trang 110
σHmax =σH .√ K qt ≤ [σH]max
hệ số quá tải K qt =

T max
= 2,2
T

 ứng suất tiếp xúc cực đại
σHmax = σH√ 2,2 = 450,449.√ 2,2 =668,124 Mpa <[σH]max =1260 MPa

23


 ứng suất uốn cực đại, theo CT 6.49 TL1
σF1max =σF1.Kqt = 109,07.2,2 = 239,954 Mpa < [σF1]max = 464 MPa

σF2max =σF2.Kqt = 103,739.2,2 = 228,226 MPa < [σF2]max = 360 Mpa
2.8. Thông số cấu tạo của bộ truyền
Khoảng cách trục
Modun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vịng chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng

aw = 156 mm
m = 2,5
bw = 46,8 mm
u = 3,286
β = 15095’
Z1 =28, Z2 = 92
x=0
d1 = 72,803 mm, d2 = 239,209 mm
da1 = 77,803 mm, da2 = 244,209 mm
df1 = 66,553 mm, df2 = 232,959 mm

PHẦN IV: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa ( bảng 6.1) có  b = 600 MPa , HB
= 170 – 217. Ứng suất xoắn cho phép    = 15…30 MPa , lấy trị số nhỏ đối với trục vào,
trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc.
2. Tính sơ bộ trục

Tính đường kính sơ bộ của các trục theo cơng thức:
Theo 10.9 TL1 trang 188: d ≥ √3 T /(0,2 [ τ ] ¿)(mm)¿
Với T: momen xoắn

   : ứng suất cho phép

24


Chọn   1  = 20 MPa ,

  2  = 25 MPa ,

  3  = 30 MPa

Đối với trục I:
d1 ≥

√
3

136677,66
=32,45 mm
0,2.20

Đối với trục II:
d2 ≥

√
3

430801,37
=44,17 mm
0,2.25

Đối với trục III:

d3 ≥

√
3

1132868,75
=57,37 mm
0,2.30

Ta chọn d1 = 35 mm ; d2 = 45 mm ; d3 = 60 mm
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ đường kính trục ở trên ta xác định chiều rộng ổ lăn: Theo bảng 10.2 TL1:

d 1=35 mm ⇒ b 01=21 mm
d 2=45 mm ⇒b02=25 mm
d 3=60 mm⇒ b03=31 mm
Tra bảng ta có các thơng số như sau: Theo bảng 10.3 TL1:

-

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các
chi tiết quay : k1 = 10 mm
- Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 10 mm

- Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm
- Chiều cao nắp và dầu bu lông : hn = 20 mm
Chiều dài mayơ bánh đai :
lm12 = (1,2 … 1,5)d1 = (42…52.5) => Chọn lm12 = 45 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng thứ nhất trên trục I:
lm13 = (1,2 … 1,5)d1 = (42…52.5) => Chọn lm13 = 50 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng thứ hai trên trục II:
lm22 = (1,2 … 1,5)d2 = (54…67,5) => Chọn lm22 = 60 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng thứ ba trên trục II:
lm23 = (1,2 … 1,5)d2 = (54…67,5) => Chọn lm23 = 65 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục III:
lm32 = (1,2 … 1,5)d3 = (72…90) => Chọn lm32 = 80 mm
Chiều dài mayơ khớp nối:
lmkn = lm33 (1,4 … 2,5)d3 = (84…150) => Chọn lmkn = 100 mm

25