TM đồ án hộp giảm tốc côn trụ

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ

THUYẾT
ÁN

MINH ĐỒ

CƠ SỞ

THIẾT
KẾ MÁY

GVHD:

PGS.TS. NGUYỄN VĂN YẾN

SVTH:

LÊ CƠNG TUẤN ANH

MSSV:

101180080

LỚP:

18C1B

NHĨM:

18.01C

Đà Nẵng, tháng 08 năm 2021


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

LỜI MỞ ĐẦU

SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

1


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động Cơ Khí là nội dung khơng thể thiếu trong
chương trình đào tạo kỹ sư Cơ khí. Đồ án mơn học Cơ Sở Thiết Kế Máy là mơn học
giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại kiến thức các mơn đã học như: Sức bền vật
liệu, Nguyên lý máy, Cơ sở thiết kế máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí, Kỹ thuật đo,…. Đông
thời giưps sinh viên làm quen dần với công việc Thiết kế và làm đồ án, chuẩn bị cho
việc thiết kế, chế tạo các đồ án sau này.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền khơng
đổi và được dùng để làm giảm vận tốc góc, tăng momen xoắn. Với chức năng như vậy,
ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí, luyện kim, hóa

chất, trong cơng nghiệp đóng tàu,… Trong giới hạn của mơn học em được giao nhiệm
vụ thiết kế hệ thống truyền động hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp.
Trong quá trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình của các thầy cô bộ môn, đặc
biệt là Thầy PGS.TS. Nguyễn Văn Yến, em đã hoàn thành xong đồ án mơn học của
mình. Do đây là đồ án đầu tiên của khóa học cùng với thời gian có hạn, nên trong q
trình thiết kế khơng tránh khỏi những sai sót xảy ra, em rất mong được sự góp ý của
các thầy trong bộ mơn để em hiểu thêm và hồn thiện đồ án của mình cũng như đồ án
về hộp giảm tốc nói chung.
Em xin chân thành cảm ơn!
Sinh viên
Lê Công Tuấn Anh

SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

2


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TÍNH TỐN TỈ SỐ TRUYỀN
1.1.

Chọn động cơ điện

Công suất cần thiết trên trục động cơ
Trong đó:
-

Pct: Cơng suất cần thiết

-

Ptg: Cơng suất trên trục tang

-

Hiệu suất các bộ truyền

Tra bảng 2.1 trang 27 giáo trình Thiết kế chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp- Nguyễn
Văn Lẫm) ta có:
- Hiệu suất khớp nối: ηK = 1
- Hiệu suất bộ truyền đai: ηĐ = 0.95
- Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: ηBRT = 0.96
- Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn: ηBRK = 0.95
- Hiệu suất một cặp ổ lăn: ηol = 0.99
1.0,96.0,96.0,95.0,993 = 0.85
Thay vào công thức: = = 2,6 (KW)
Chọn công suất động cơ nằm trong dãy số tiêu chuẩn và lớn hơn hoặc bằng công
suất cần thiết:  Chọn Pđc = 3 (KW)
1.2.

Chọn số vòng quay của động cơ
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Nsb = Utag*Uđ*Unh*U ch
Tra bảng 2.2 giáo trình Thiết kế chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp- Nguyễn

Văn Lẫm) ta có:
Tỉ số truyền: truyền động đai dẹt thường: uđ = 2 ÷ 4

Tỉ số truyền: truyền động bánh răng côn – trụ 2 cấp: Uh = Unh*Uch = 10 ÷ 25
Ta chọn Uh = Unh*Uch = 10, thay vào cơng thức:
Nsb = ntag*Uđ*Unh*Uch = 80*(2 ÷ 4)*6 = 960 ÷ 1920 ( v/ph)
Chọn số vòng quay của động cơ Nđc theo dãy số tiêu chuẩn và gần bằng số vòng
quay sơ bộ Nsb. Ta chọn Nđc = 1500 (v/ph).
Tra bảng 2P trang [321-323] đối với động cơ không đồng bộ ba pha TL TKCTM
Nguyễn Trọng Hiệp 1998
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

2


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Ta chọn động cơ có:
-

Kiểu động cơ: AO2-32-4

-

Cơng suất: 3 KW

-

Vận tốc: 1430 vòng/phút

-

Hiệu suất: 0.83

1.3.

Phân phối tỉ số truyền
Một hệ thống dẫn động (bộ phân truyền động từ động cơ đến máy cơng tác) có thể

gồm các bộ truyền đai, xích và hộp giảm tốc. Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ
truyền đai, xích thường lấy các trị số trung bình cho phép. Sau khi đã xác định được số
vòng quay của trục tag Ntag và chọn được số vong quay của động cơ Nđc ta tính được tỉ
số truyền động chung u theo công thức:
Chia U ra ba phần: U = Uđ*Unh*Uch
Vơi: - Unh: Là tỉ số truyền cấp nhanh
- Uch: Là tỉ số truyền cấp chậm
*Nguyên tắc phân chia tỉ số truyền:
- Tỉ số truyền phù hợp với khả năng truyền động của các bộ truyền.
- Tỉ số truyền phù hợp với điều kiện làm việc của các bộ truyền.
- Tỉ số truyền thuận tiền cho việc bôi trơn, ngâm dầu các cặp bánh răng.
- Tỉ số truyền phải đảm bảo kích thước hài hịa giữa hộp giảm tốc và bộ truyền
ngoài.
- Tỉ số truyền bảo đảm khuôn khổ và trọng lượng của hộp giảm tốc là nhỏ nhất.
Trong hộp giảm tốc đồng trục nằm ngang, để bánh răng bị dẫn cấp nhanh và cấp
chậm ngâm trong dầu như nhau nên lấy:
-

Ung = 2

-

Unh*Uch = 8,9375

-

Unh = 2,8

-

Uch = 3,2
Tính các thơng số động học

a. Vận tốc quay trên các trục
n1 = (vg/ph)
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

3


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

n2 = (vg/ph)
n3 = (vg/ph)
b. Công suất trên các trục
P3 = (kW)
P2 = (kW)
P1 = (kW)
Pđc = (kW)
c. Momen trên các trục

Tđc = (N.mm)
T1 = (N.mm)
T2 = (N.mm)
T3 = (N.mm)
Ttg = (N.mm)

SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

4


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Ta có bảng thơng số:
Trục
Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục Tag

Thơng số
Tỉ số truyền U
sận tốc quay n

(vg/ph)
Công suất P
(kW)
Momen T
(N.mm)

2

2,8

3,2

1

1450

715

256

80

80

2,7

2,56

2,44

2,3

2,2

18031,5

34193

91023,4

274562,5

262625

SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

5


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Thông số kĩ thuật của bộ truyền đai :
Công suất bộ truyền : Pđc =2,7 kW
Tỉ số truyền : i=2
Số vòng quay bánh dẫn : n =1430 v/ph
Momen xoắn : Tđc = 18031,5 N.mm

2.1. Chọn vật liệu
Ta có thể sử dụng đai vải cao su xếp từng lớp có sức bền và tính đàn hồi cao, ít chịu
ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm, thích hợp ở các truyền động có vận tốc cao và cơng
suất nhỏ.
Chọn đai có kí hiệu là A với: bt = 11 (mm); b = 13 (mm); h = 8(mm); y0 = 2,8(mm)
2.2. Các thông số bộ truyền
Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo bảng 5-14 ta được d1 = 140
Vận tốc đai
v = (m/s) < vmax = 30 (m/s)
Đường kính bánh đai lớn
d2 = Uđ .d1(1 - ) = 2.140(1- 0,01) = 277,2 mm
với : hệ số trượt

= (0,01÷ 0,02) Lấy = 0,01

Lấy d2 theo trị số tiêu chuẩn [bảng 5.15] d2 = 280 mm
=> Tỉ số truyền thực tế
ut = = = 2,02
Sai lệch tỉ số truyền
∆u = = 1% < 3% (TM)
Khoảng cách trục
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

6


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

0.55*(d1+d2) + h A ≥ 2(d1+d2) = 231 ÷ 640 mm
Chọn A = 1,2d2 = 1,2.280 = 336 mm (TM)
Tính chiều dài đai:
L= 2a += 2.336 + = 1198,24 mm
Vì L<1700mm ta tính L0 = 1198,24 – 33 = 1165,24 mm
Tra bảng 5-12 chọn L0 = 1180 mm = 1,18m
Số vòng chạy của đai
i = = 8,8 (l/s) imax = 10 (l/s)
Góc ơm
α1 = 1800 – = 156015’
=> α1 > αmin = 1200
Tính lại A với L0 = 1180 mm, L = 1213
= 267,47 mm (TM)
Góc ơm
α1 = 1800 – = 15009’
=> α1 > αmin = 1200
Xác định số đai cần thiết
�

= 2,05 Chon Z=2
Trong đó: - F: Tiết diện đai, mm (tra bảng 5-11: F= 81 mm2
- v: Vận tốc đai, v=10,63 m/s:
- : Ứng suất có ích cho phép, chọn =1,2 N/mm2 (tra bảng 5-17: = 1.7
N/mm2
- Ct: Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng (tra bảng 5-6: C t=0.8)
- C: Hệ số xét đến ảnh hưởng của gốc ôm (tra bảng 5-18: C = 0.95)
- Cv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc (tra bảng 5-19: Cv= 0.94)
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

7

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
- Chiều rộng bánh đai:
B = (Z – 1)t + 2S = 16 + 2.10 = 36 mm
- Đường kính ngồi:
Dn1 = d1 + 2h0 = 140 + 2.3,5 = 147 mm
Dn2 = d2 + 2h0 = 280 + 2.3,5 = 287 mm
Các kích thước t, S và h0 xem bảng 10-3 ta có: t= 16, S= 10, h0=3,5
Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
-

-

Lực căng ban đầu:
S0 = F = 1,2.81= 97,2 N
Trong đó: - : Ứng suất căng ban đầu, = 1,2 N/mm2
- F: Diện tích 1 đai, mm2
Lực tác dụng lên trục:
R 3S0Zsin= 3.97,2.2.sin = 563,5 N

SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

8

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

PHẦN 3: TÍNH TỐN CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1. Tính tốn bộ truyền cấp nhanh – bánh răng nón răng thẳng
Bộ truyền bánh răng nón răng thẳng có ưu điểm là có thể truyền mơmen xoắn giữa
2 trục vng góc với nhau, làm việc êm. Tuy nhiên bộ truyền bánh răng nón chế tạo
phức tạp, lắp ráp và điều chỉnh sự ăn khớp của bộ truyền bánh răng nón khó khăn phức
tạp vì bộ truyền vì bộ truyền bánh răng nón rất nhạy với sự khơng trùng đỉnh của 2 mặt
nón lăn, cũng như khơng gian bố trí rộng trong hộp giảm tốc.
Công suất trục dẫn P1 = 2,56 kW
Số vòng quay trong một phút của trục dẫn n1 = 715 vg/ph
Số vòng quay trong một phút của trục bị dẫn n2 = 256 vg/ph
Tỉ số truyền Unh = 2,8
Tổng số thời gian làm việc = 6500 giờ
Làm việc một chiều, mỗi ngày làm việc 1 ca
Điều kiện làm việc: tải trọng va đập nhẹ
3.1.1. Chọn vật liệu
Theo bảng 3-6 chọn:
Bánh nhỏ: thép 40 thường hóa, đường kính phơi dưới 100, có
σb1 = 560 MPa
σch1 = 280 Mpa
Độ rắn HB = 170
Bánh lớn: thép 35 thường hóa, đường kính phơi 300 ÷ 500 có
σb2 = 500 Mpa
σch2 = 260 Mpa
Độ rắn HB = 150
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

9


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

3.1.2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép
= N0tx.k’N
Trong đó: N0tx: Ứng suất cho phép khi bánh răng làm việc, tra bảng 3-9 ta có
tx

= 2,6 (N/mm2)
kN: hệ số chu kù ứng suất tiếp xúc, tính theo công thức:
k’N =
Với: N0 – Tra bảng 3-9
Ntd = N – Số chu kỳ làm việc
N0tx

Số chu kỳ làm việc của bánh lớn:
N2 = 600.u.n.T = 600.1.258.6500 = 113.107
Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
N1 = i.N2 = 2,5. 113.107= 282,5.107
Ta thấy N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và
đường cong mỏi uốn (N0 = 107) nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh
lớn lấy hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc và = 1.
Tra bảng 3.9 ta tính được:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
tx1

= N0tx.k’N = 2,6.170 = 442 N/mm2

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
tx2

= N0tx.k’N = 2,6.150 = 390 N/mm2

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ tx2 = 390 N/mm2
Để xác định ứng suất uốn cho phép cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số
tập trung ứng suất ở chân răng Kσ = 1,8 (vì là phơi rèn, thép tơi hồn thiện).
Từ đó ta tính được:
- Giới hạn mỏi của bánh nhỏ (thép 40, thường hóa):
σt1 = 0,43.560 = 240,8 N/mm2
- Giới hạn mỏi của bánh lớn (thép 35, thường hóa):
σt2 = 0,43.500 = 215 N/mm2
Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên ta có thể tính ứng suất uốn
cho phép của mỗi bánh như sau:
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

10


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

- Bánh nhỏ:
= 89,2 N/mm2
- Bánh lớn:

= 79,63 N/mm2
3.1.3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K.
Có thể chọn sơ bộ K = 1,3 ÷ 1,5. Trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo
bằng vật liệu có khả năng chạy mịn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc
bộ truyền có vận tốc thấp.
 chọn K = 1,4
3.1.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
3.1.5. Tính chiều dài nón
Theo cơng thức 3-11
= = 122,7 mm Chọn L= 123 mm
3.1.6. Tính vận tốc vịng và cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vịng tính theo cơng thức [3-18]
= 2,63 m/s2
Chọn cấp chính xác chế tạo theo bảng [3-11] là IT8
3.1.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L
Hệ số tải trọng K
K = Ktt.Kb
Vì tải trọng khơng đổi và độ rắn bánh nhỏ hơn HB = 350 nên lấy Ktt = 1
Tra bảng [3-14] Kb = 1,45
Suy ra: K = 1.1,45 = 1,45
Chiều dài nón L
= 124,45
3.1.8. Tính modun và số răng
Modum MS = (0,020,03)L = 2,49 3,73 mm (công thức 3-23)
Lấy theo tiêu chuẩn bảng 3-1: Ms = 3
Số răng: = 27,9
Lấy Z1 = 28 răng
Z2 = iZ1 = 2,8.28 = 78,4 lấy Z2 = 78 răng
Tính chính xác chiều dài nón:
L= = 124,3 mm

Chiều rộng bánh răng
b = = 0,3.124,3 = 37,2 mm Lấy b = 37 mm
Modun trung bình:
M == 3 = 2,54 mm
3.1.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo công thức bảng [3-5]
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

11


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

= 19,650 = 19039’
Số răng tương đương của bánh nhỏ cơng thức [3-38]
Góc mặt nón lăn bánh lớn cơng thức bảng [3-5]
= 70020’
Số răng tương đương của bánh lớn công thức [3-38]
Hệ số dạng răng
Theo bảng 3-18 với hệ số dịch dao ξ = 0
Bánh nhỏ y1= 0,451
y2=0,517
Lấy hệ số
Kiểm nghiệm ứng suất uốn chân răng đối với bánh nhỏ công thức [3-35]
= 38,27 N/mm2
= 38,27 N/mm2= 89,2 N/mm2
Ứng suất uốn chân răng đối với bánh lớn công thức [3-40]
= = 33,38 N/mm2 = 79,63 N/mm2

3.1.10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn
Ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức [3-43]
Bánh nhỏ: == 2,5.442 = 1105 N/mm2
Bánh lớn: == 2,5.390 = 725 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép công thức [3-46]
Bánh lớn: = 0,8.280 = 224 N/mm2
Bánh nhỏ: = 0,8.260 = 208 N/mm2
Chỉ cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc đối với bánh lớn, có nhỏ hơn theo cơng thức
[3-15] và [3-41]
= 526,1 N/mm2 < = 725 N/mm2
Hệ số Kqt = 1,9
Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức [3-39] và [3-42]
Bánh nhỏ: = 38,27.1,9 = 72,7 K/mm2 < = 224 N/mm2
Bánh lớn: = 33,38.1,9 = 63,4 K/mm2 < = 208 N/mm2
3.1.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Mơđun mặt mút lớn mS = 3 mm
Số răng: Z1 = 28; Z2 = 78
Chiều dài răng b = 37 mm
Chiều dài nón L = 124,3 mm
Góc ăn khớp =200
Góc mặt nón chia (cũng là góc mặt nón lăn)
;
Đường kính vịng chia (vịng lăn)
d1 = mSZ1 = 3.28 = 84 mm
d2 = mSZ2 = 3.78 = 234 mm
Đường kính vịng đỉnh
De1 = mS(Z1+2cos) = 3(28+2cos19,650) = 89,65 mm
De2 = mS(Z2+2cos) = 3(78+2cos70020’) = 236 mm
Chiều cao chân răng h = 1,25. = 1,25.3 = 3,75 mm
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

12


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Góc đầu răng = 1043’
3.1.12.Tính lực tác dụng
Theo cơng thức [3-51]
Đối với bánh nhỏ:
Lực vòng = 961,56 N
Lực hướng tâm = 961,56tan200cos19,630 = 330 N
Lực dọc trục = 961,56tan200sin19,630 = 117,5 N
Đối với bánh lớn:
Lực vòng P2 = P1 = 961,56 N
Lực hướng tâm Pr2 = Pa1 = 117,5 N
Lực dọc trục Pa2 = Pr1 = 330 N

SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

13


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

3.2.

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Tính tốn bộ truyền cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là bộ truyền cấp chậm, truyền chuyển động
giữa hai trục song song. Bộ truyền này có ưu điểm là khả năng tải lớn, kích thước nhỏ
gọn, hiệu suất cao, tuổi thọ lớn, ăn khớp êm. Tuy nhiên có nhược điểm là cắt răng
phức tạp, yêu cầu cao về độ chính xác chế tạo cũng như lắp ráp và có tiếng ồn khi vận
tốc lớn.
Công suất trục dẫn P2 = 2,44 kW
Số vòng quay trong một phút của trục dẫn n2 = 256 vg/ph
Số vòng quay trong một phút của trục bị dẫn n3 = 80 vg/ph
Tỉ số truyền Uch = 3,2
Tổng số thời gian làm việc tb = 6500 giờ
Làm việc một chiều, mỗi ngày làm việc 1 ca
Điều kiện làm việc: tải trọng va đập nhẹ
3.2.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Theo bảng 3-6 chọn:
Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa, đường kính phơi dưới 100, có
= 600 MPa
= 300 Mpa
Độ rắn HB = 200
Bánh lớn: thép 40 thường hóa, đường kính phơi 300 ÷ 500 có
= 520 Mpa
= 260 Mpa
Độ rắn HB = 180
3.2.2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép
tx

= N0tx.k’N

Trong đó: N0tx: Ứng suất cho phép khi bánh răng làm việc, tra bảng 3-9 ta có N0tx=
2,6HB (N/mm2)
kN: hệ số chu kù ứng suất tiếp xúc, tính theo cơng thức:
Với: N0 – Tra bảng 3-9
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

14


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Ntd = N – Số chu kỳ làm việc
Số chu kỳ làm việc của bánh lớn:
N2 = 600.u.n.T = 600.1.80.6500 = 31.107
Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
N1 = i.N2 = 2,7.31.107= 84.107
Ta thấy N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và
đường cong mỏi uốn (N0 = 107) nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh
lớn lấy hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc và = 1
Tra bảng 3.9 ta tính được:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
2
tx1 = N0tx.k’N = 2,6.200 = 520 N/mm
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
2
tx2 = N0tx.k’N = 2,6.180 = 468 N/mm
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ tx2 = 468 N/mm2

Để xác định ứng suất uốn cho phép cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập
trung ứng suất ở chân răng Kσ = 1,8 (vì là phơi rèn, thép thường hóa).
Từ đó ta tính được:
- Giới hạn mỏi của bánh nhỏ (thép 45, thường hóa):
σt1 = 0,43.600 = 258 N/mm2
- Giới hạn mỏi của bánh lớn (thép 40, thường hóa):
σt2 = 0,43.520 = 223,6 N/mm2
Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên ta có thể tính ứng suất uốn cho
phép của mỗi bánh như sau:
- Bánh nhỏ:
= 95,56 N/mm2
- Bánh lớn:
= 82,8 N/mm2
Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K.
Có thể chọn sơ bộ K = 1,3 ÷ 1,5. Trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng
vật liệu có khả năng chạy mịn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc bộ
truyền có vận tốc thấp.  chọn K = 1,3
3.2.3. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
3.2.4. Tính khoảng cách trục
Theo cơng thức 3-9
= 153,4 mm
Lấy A = 154 mm
3.2.5. Tính vận tốc vịng và cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vịng tính theo cơng thức [3-17]
= 1 m/s
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

15

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Chọn cấp chính xác chế tạo theo bảng [3-11] là IT9
3.2.6. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Hệ số tải trọng K
K = Ktt.Kb
Vì tải trọng không đổi và độ rắn bánh nhỏ hơn HB = 350 nên lấy Ktt = 1
Tra bảng [3-13] với độ chính xác thấp hơn 1 cấp ta được Kb = 1,2
Suy ra: K = 1.1,2 = 1,2
Khoảng cách trục A
= 149,9 Lấy L= 150
3.2.7. Tính modun và số răng
Modum Mn = (0,010,02)A = 1,53 mm (công thức 3-22)
Lấy theo tiêu chuẩn bảng 3-1: Mn = 2,2
Số răng: = 35,7
Lấy Z1 = 36 răng
Z2 = iZ1 = 3,2.36 = 115,2 lấy Z2 = 116 răng
Chiều rộng bánh răng lớn
b2 = = 0,4.150 = 60 mm
Chiều rộng bánh răng nhỏ: b1 = 65 mm
3.2.8.

Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Số răng tương đương của bánh nhỏ, bánh lớn công thức [3-38]
= 36
= 116
Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng

Bánh nhỏ y1= 0,452
y2=0,517
Kiểm nghiệm ứng suất uốn chân răng đối với bánh nhỏ công thức [3-33]
= 23,05 N/mm2
= 23,05 N/mm2 N/mm2
Ứng suất uốn chân răng đối với bánh lớn công thức [3-40]
= 20,15 N/mm2 = 89,2 N/mm2
3.2.9. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn
Ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức [3-43]
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

16


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Bánh nhỏ: = 2,5.520 = 1300 N/mm2
Bánh lớn: = 2,5.468 = 1170 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép công thức [3-46]
Bánh lớn: = 0,8.300 = 240 N/mm2
Bánh nhỏ: = 0,8.260 = 208 N/mm2
Chỉ cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc đối với bánh lớn, có nhỏ hơn theo cơng thức
[3-13] và [3-41]
= 607,5 N/mm2 <= 1170 N/mm2
Hệ số Kqt = 1,9
Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức [3-33] và [3-42]
Bánh nhỏ: = 23,05.1,9 = 43,79 K/mm2 < = 240 K/mm2
Bánh lớn: = 20,15.1,9 = 38,29 K/mm2 < = 208 K/mm2

SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

17


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

3.2.10.Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền
Mơđun pháp mn = 2 mm
Số răng: Z3 = 36; Z4 = 116
Chiều rộng bánh răng nhỏ b3 = 65 mm
Chiều rộng bánh răng lớn b4 = 60 mm
Góc ăn khớp =200
Đường kính vịng chia (vịng lăn)
dc3 = mZ1 = 2.36 = 72 mm
dc4 = mZ2 = 2.116 = 232 mm
Khoảng cách trục A = (dc3 + dc4) = 152 mm
Đường kính vịng đỉnh răng
De3 = dc3 + 2m = 72 + 2.2 = 76 mm
De4 = dc4 + 2m = 232 + 2.2 = 236 mm
Đường kính vịng chân răng
Di3 = dc3 – 2m = 72 – 2.2 = 68 mm
Di4 = dc4 – 2m = 232 – 2.2 = 22 mm
3.2.11.Tính lực tác dụng
Theo cơng thức [3-51]
Đối với bánh nhỏ:
Lực vòng P3 = = = 2528,4 N

Lực hướng tâm = 2528,4.tan200 = 920,3 N
Lực dọc trục = 0
Đối với bánh lớn:
Lực vòng P4 = = = 2367 N
Lực hướng tâm = 2367.tan200 = 861,5 N
Lực dọc trục Pa4 = 0

SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

18


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Sơ đồ lực tác dụng lên trục

SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

19


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Kiểm tra ngâm dầu và bôi trơn
Để giảm tổn thất cơng suất vì ma sát, giảm mài mịn răng, đàm bảo thốt nhiệt tốt
và đề phịng các chi tiết máy bị hen gì cần phải bơi trơn liên tục các bộ truyền trong

hộp giảm tốc.
Mức dầu min phải là ngập hết chân răng của cả 2 bánh răng (để đảm bảo bơi
trơn). Mức dầu max là khơng có bánh răng nào bị ngập không quá 1/3 bán kinh (để
giảm tổn thất không khuấy dầu, tăng hiệu suất truyền động). Mức dầu max phải ở trên
mức min, cách nhau từ 5mm trở lên (trường hợp đặc biệt, tối thiểu 3mm).
hmin = – b1.sin = – 37.sin70020’ = 83,2 mm
hmax = = = 78,6
Ta có chiều sâu ngâm dầu:
= 4,6 mm

SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

20


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Vậy thỏa mãn điều kiện ngâm dầu

PHẦN 4: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC

4.1. Tính tốn đường kính sơ bộ các trục
4.1.1. Chọn vật liệu chế tạo trục
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có:
Ứng suất cho phép tra bảng 7-2 trang 119 TKCTM có [] = 63 N/
Ứng suất xoắn cho phép = 20 ÷ 35 N/
Giới hạn bền kéo = 600 N/
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

21


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

Giới hạn bền chảy = 300 N/
4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục
Để xác định đường kính sơ bộ trục ta dùng cơng thức:
Trong đó:
- Ứng suất xoắn cho phép MPa tra bảng 7-2
= 15÷30 MPa lấy:
Trục I: = 20 MPa
Trục II: = 23 MPa
Trục III: = 26 MPa
Tk – Momen xoắn trên các trục
Trục I: T1 = 34248 N.mm
Trục II: T2 = 91428 N.mm
Trục III: T3 =275756 N.mm
Suy ra:
= 20,45 mm Chọn d1 = 25 mm
= 27,08 mm Chọn d2 = 30 mm
= 37,57 mm Chọn d3 = 40 mm
Chiều rộng ổ lăn
Chọn theo bảng 10.2 trang 189 sách Tính tốn hệ dẫn động cơ khí tập 1
b1 = 17 mm
b2 = 19 mm
b3 = 23 mm

4.2. Tính gần đúng trục
4.2.1. Tính gần đúng trục I
Phác thảo kích thước trục

SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

22


Đồ án Cơ sở thiết kế máy

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến

-

Khoảng cách giữa các mặt bên của bánh răng và thành hộp, khoảng cách giữa
các bánh răng là 10 mm
- Khoảng cách giữa mặt bên của ổ đến thành trong của hộp 10mm
- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ: mm
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulong mm
 Theo công thức 10.10 trang 189 [2]:
- Chiều dài mayơ:
Chọn mm, mm
 Khoảng cách từ ổ A đến vị trí lắp bánh đai:
= 63,5mm
 Khoảng cách của ổ A và ổ B:
, Chọn
 Khoảng cách từ A đến tiết diện lắp bánh răng cơn:
Trong đó: =37mm: Chiều rộng bánh răng cơn
=: Góc cơn chia

75+10+10+37+0,5.(17-37) = 123 mm
Khoảng cách từ ổ lăn 1 đến bánh răng côn:
LI4 = LI3 – LI1 = 123 – 75 = 48 mm
Lực tác dụng lên bánh nón nhỏ
P1 = 961,56 N; Pr1 = 330 N; Pa1 = 117,5 N
Lực tác dụng lên bộ truyền đai Pđ = 563,5 N
Momen xoắn: Mx1 = T1 = 34193 N.mm
Tính phản lực các gối trục
Phương trình cân bằng lực trong mặt phẳng Ozy
SVTH: Lê Công Tuấn Anh – Lớp: 18C1B

23