đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp chậm

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI
PHÂN HIỆU TẠI THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

ĐỒ ÁN
CHI TIẾT MÁY
SVTH: Nguyễn Tiến Duy
Mã số sinh viên: 6051040016
Lớp: Cơ điện tử Khóa 60
GVHD: Văn Quốc Hữu

Tp. Hồ Chí Minh, tháng 9 năm 2021


II

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THƠNG VẬN TẢI
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MƠN: THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ I, PHƯƠNG ÁN 2
THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Họ tên SV: Nguyễn Tiến Duy
Ngày giao đề: 8 -9 -2021
Ngày nộp bài: ……..-2021
GVHD : Văn Quốc Hữu

Lớp: Cơ điện tử K60

Chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 280 ngày; tải
trọng va đập nhẹ.


II

NHẬN XÉT GVHD
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………

…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………


II

LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ
khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện
đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất
quan trọng trong cơng cuộc hiện đại hố đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận

dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần
thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói
nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ
thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận khơng thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp
giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như
Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí..., và giúp sinh viên có cái nhìn
tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển
hình mà cơng việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh
răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong q trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung
và hồn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy Văn Quốc Hữu, các thầy cơ và các bạn khoa cơ khí
đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức cịn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất
mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn.
Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Tiến Duy


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Văn Quốc Hữu
PHỤ LỤ

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG.............................................................7
1.1........................................................................................................... Xác định công suất động cơ
.................................................................................................................................. 7
1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.....................................................................9
1.3 Xác định tỷ số truyền............................................................................................10

1.4 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục...................................10
CHƯƠNG 2: GIỚI THIỆU CHUNG VỀ MÁY PHÁT SÁCH TỰ ĐỘNG.................13
2.1 Thiết kế các bộ truyền ngoài.................................................................................13
2.1.1 Chọn vật liệu:.....................................................................................................13
2.1.2 Xác định ứng suất cho phép..............................................................................13
2.2 Tính tốn bộ truyền cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng)..............................16
2.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1])..................................16
2.2.2 Xác định các thông số ăn khớp:..........................................................................16
2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:...............................................................17
2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:......................................................................18
2.2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:............................................................................20
2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm: (bánh rang trụ rang nghiêng).................21
2.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1])..................................21
2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp:..........................................................................22
2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:...............................................................22
2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:......................................................................24
2.3.5

Kiểm nghiệm răng về quá tải:.........................................................................26

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI........................................................27
3.1....................................................................................................................................... Thiết kế trục.
................................................................................................................................ 27
3.1.1 Tính trục theo độ bền mỏi..................................................................................27
3.1.1.1 Tính sơ bộ đường kính trục.............................................................................27
3.1.1.1.1 Chọn vật liệu:...............................................................................................27
3.1.1.1.2 Thiết kế trục:................................................................................................27
3.1.1.2 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:..................................27
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

5


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Văn Quốc Hữu

3.1.1.3 Xác định các lực tác dụng lên trục...................................................................30
3.1.1.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.............................................40
3.1.1.5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.............................................................44
3.1.2 Tính kiểm nghiệm về bền tỉnh:...........................................................................49
3.1.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng.....................................................................50
3.2. Tính chọn ổ lăn.....................................................................................................51
3.1.1. Chọn phương án bố trí ổ....................................................................................51
3.1.2 Tính ổ theo khả năng tải động:...........................................................................53
3.1.3 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh:............................................................................56
3.3. Tính chọn then......................................................................................................57
3.3.1 Xác định hệ số và đối với các tiết diện nguy hiểm:............................................58
3.3.2 Kiểm nghiệm về độ bền của then:......................................................................60
PHẦN IV: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ..............................................61
4.1 Thiết kế các kích thước của vỏ hộp.......................................................................61
4.2 Thiết kế các chi tiết phụ........................................................................................63
4.2.1 Bulong vòng.......................................................................................................63
4.2.2 Chốt định vị........................................................................................................64
4.2.3 Cửa thăm............................................................................................................64
4.2.4 Nút thông hơi.....................................................................................................64
4.2.5 Nút tháo dầu.......................................................................................................65
4.2.6 Que thăm dầu:....................................................................................................65
4.2.7 Vịng chắn dầu:...................................................................................................66
PHẦN V. TÍNH DUNG SAI KÍCH THƯỚC TRỤC...................................................66

5.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng:...........................................................................66
5.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn:........................................................................................66
5.3 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:...........................................................................66
5.4 Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động:.................................67
5.5 Dung sai lắp ghép then lên trục:............................................................................67
5.6 Dung sai trục II:....................................................................................................68

SVTH: Nguyễn Tiến Duy

6


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Văn Quốc Hữu

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG
Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện được sử dụng phổ biến. Có nhiều loại
động cơ điện khác nhau, tuy nhiên do có nhiều ưu điểm so với các loại động cơ điện khác
( kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, … ) động cơ điện xoay
chiều ba pha không đồng bộ ngắn mạch được dử dụng phổ biến hơn cả. Q trình tính
tốn và chọn động cơ cho hệ dẫn động được thực hiện thông qua các tính tốn về:
-

Cơng suất động cơ

-

Số vịng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ

-

Các yêu cầu về mome mở máy, quá tải và phương pháp lắp đặt

1.1 Xác định công suất động cơ
Công suất trên trục động cơ được tính theo cơng thức (2.8)/19 [1]:
Trong đó :
+ Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ
+ Pt : là cơng suất tính tốn trên trục máy công tác (kw)
+  : là hiệu suất truyền động
Giá trị  được xác định theo công thức (2.9/)/19 [1]:
Với là hiệu suất truyền động của các bộ truyền, các cặp ổ trong hệ thống dẫn
động.

Hình 1: sơ đồ hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi
Căn cứ vào sơ đồ kết cấu của bộ truyền và giá trị hiệu suất của các loại bộ truyền, các cặp
ổ theo bảng 2.13 [1] ta có:
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

7


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Văn Quốc Hữu

+ Hiệu suất khớp nối = 1
+ Hiệu suất ổ lăn = 0,99
+ Hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc = 0,98
+ Hiệu suất bộ truyền xích x = 0.92

 = k . 3br .3ol. x = 0.84
Với giả thuyết hệ thống trạm dẫn động băng tải làm việc ổn định với tải trọng không đổi
theo 2.11 [1]:
Pt = Plv = F .v / 1000 = 3100.1,3/ 1000 = 4.03 (kW)
Trong đó:
F : là lực kéo trên xích tải (N)
v : là vận tốc xích tải (m/s)

Hình 2: Biểu đồ momen làm việc của động cơ
Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tương đương
N t = Nt
Vì cơng suất P tỉ lệ thuận với momen T, công suất tương đươngđược xác định bằng công
thức sau :

Công suất cần thiết của động cơ được xác định bởi công thức :
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

8


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Văn Quốc Hữu

Pđc/yc = Ptđ /  = 3.102/ 0.84 = 3.69(kw)
1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
Chọn tỉ số truyền của tồn bộ hệ thống là usb.Theo bảng 2.4 (sách tính toán thiết kế
… tr 21) ;
Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ 2 cấp là:
Tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp:

uh = 8

Tỉ số truyền bộ truyền xích ngồi:

ux = 2

usb = ux . uh= 2.8 = 16

Theo cơng thức 2.16 ta có :
usb = 16
Số vịng quay của trục máy cơng tác là nlv :

Trong đó:
+ v: vận tốc băng tải
+ D : đường kính trong
Số vịng quay sơ bộ của động cơ nsb :
nsb = nlv . usb = 77,62 . 16 = 1241,92 (vg/ph)
Chọn động cơ
Quy cách chọn động cơ phải thỏa mãn đồng thời:
Pđc Pct = 3,81 (kW) , nđc nsb =1241,92 (vg/ ph)
và
Theo bảng phụ lục P1.3 (sách tính tốn thiết kế ... tr 237)
Ta chọn đơng cơ điện loai có: Pđc = 5,5 KW, nđc =1425 (vg/ph)
Ta chọn được kiểu động cơ là: 4A112M4Y3
Thông số
Ký hiệu động cơ
Cơng suất động cơ
Hiệu suất động cơ
Số vịng quay

SVTH: Nguyễn Tiến Duy

Giá trị
4A112M4Y3
5,5 kW
85,5%
1425
9


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Tk / Tdn
Tmax / Tdn
cos

GVHD: Văn Quốc Hữu
2,0
2,2
0,85

Kết luận: Chọn động cơ 4A112M4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế

1.3 Xác định tỷ số truyền
uc = uh
Tỷ số truyền chung
uc = nđc / nlv = 1425 / 77,62 = 18,35
uc = ux .uh
Chọn uh = 8,
Tỉ số truyền của xích ngồi ux: ux = uc/uh = 18,29/8 = 2,29
Vì hộp giảm tốc đồng trục nên để dùng hết khả năng tải cấp nhanh theo bảng 3.1 trang 43

( sách tính tốn thiết kế … tr 43 ) nên ta có:
Tỷ số truyền của xích: ux = 2,29
Tỷ số truyền cấp nhanh : u1 = un = 3,08
Tỷ số truyền cấp chậm: u2 = uch =2,6
Kiểm tra sai só cho phép về tỷ số truyền:
ut = ux.u1.u2 = 2,29. 3,08. 2,6= 18,33
=> Thỏa điều kiện về sai số cho phép

1.4 Xác định công suất, momen và số vịng quay trên các trục.
Cơng suất, momen và số vòng quay trên các trục ( I, II, III) của hệ dẫn động.
Công suất:
Ptang= Plv = 4,03 (kW)
+ Công suất trên trục 3:
+ Công suất trên trục 2:
+ Cơng suất trên trục 1:

Số vịng quay trên các trục
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

10


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Văn Quốc Hữu

+ Số vòng quay trên trục 1:
+ Số vòng quay trên trục 2:
+ Số vòng quay trên trục 3:
Momen trên các trục

+ Momen trên trục 1:
+ Momen trên trục 2:
+ Momen trục trên 3:

Bảng thông số

u
P (kW)
n (vg/ph)
T (Nmm)

Động cơ
I
II
III
tag
uđc = 1
u1 = 3,08
u2= 2,6
ux = 2.29
4,94
4,94
4,75
4,42
4,03
1425
1425
462,6
177,92
77,7

33106,67
33106,67
98059,87
237247,07 495321,75

SVTH: Nguyễn Tiến Duy

11


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Văn Quốc Hữu

CHƯƠNG 2: GIỚI THIỆU CHUNG VỀ MÁY PHÁT SÁCH TỰ
ĐỘNG
2.1 Thiết kế các bộ truyền ngoài
2.1.1 Chọn vật liệu:
Dựa vào bảng 6.1 trang 92 (tập 1), ta chọn:
Bánh nhỏ (bánh dẫn): thép 45, tơi cải thiện.
+ Độ rắn: HB = 241 ÷ 285
+ Giới hạn bền: σb1 = 850 (MPa)
+ Giới hạn chảy: σch1 = 580 (MPa)
Bánh lớn (bánh bị dẫn): thép 45, tơi cải thiện
+ Độ rắn: HB = 192 ÷ 240
+ Giới hạn bền: σb2 = 750 (MPa)
+ Giới hạn chảy: σch2 = 450 (MPa)

2.1.2 Xác định ứng suất cho phép
-

 H0 lim
.Z R .ZV .K xH .K HL
S
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = H
(CT 6.1 tr.91)

-

 F0 lim
.YR .YS .K xF .K FC .K FL
S
F
Ứng suất uốn cho phép [σF] =
(CT 6.2 tr.91)

Trong đó: ZR – hệ số xét đến của độ nhám mặt răng làm việc.
ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
KFC = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
KHL, KFL – hệ số tuổi thọ.
KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
YS – hệ số xét đến kích thước bánh răng anh hưởng đến độ bền uốn.
Trong thiết kế sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó các cơng thức
(6.1) và (6.2) trở thành:
[ H ] 

 H0 lim .K HL
SH

SVTH: Nguyễn Tiến Duy

(6.1a)
12


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
 F0 lim .K FC .K FL
[ H ] 
SF

GVHD: Văn Quốc Hữu
(6.2a)

0
0
Trong đó:  H lim và  F lim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn

cho phép ứng với chu kì cơ sở, trị số được chọn theo bảng 6.2 trang 94:
 H0 lim = 2HB + 70;

SH = 1,1 ;

 F0 lim = 1,8HB ;

SF = 1,75

Ta chọn độ rắn bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là: HB1 = 245 và HB2 = 230 khi
đó ta được:

 Bánh 1:
 H0 lim I = 2.245 + 70 = 560 (MPa)

 F0 lim I = 1,8.245 = 441 (MPa)

 Bánh 2:
 H0 lim II = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

 F0 lim II = 1,8.245 = 441 (MPa)
-

Theo cơng thức 6.5 tài liệu [1]:

NHO = 30
Do đó:

N HO1  30.2452,4  1, 6.107
NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107
-

Theo công thức 6.7 tài liệu [1]

NHE = 60.c( Ti / Tmax)3 .niti = 48,45.107
NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1
NHE2 = 60.c (n1/u1)ti(Ti /Tmax)3
= 60.1..(5.280.4.2)(13.+0,83. + 0.33.)
15,732.107
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1
Như vậy theo cơng thức 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được:
[] =

SVTH: Nguyễn Tiến Duy

13


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Văn Quốc Hữu

560.1
 509
1,1
[]1 = =
Mpa.
530.1
 481,8
1,1
[]2 = =
Mpa.
Với bộ truyền cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền cấp
chậm cũng sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng, do đó:

509  481,8
 495, 4
2
[] = =
Mpa
-

Theo công thức 6.7 tài liệu [1].

NFE = 60C(Ti/Tmax)MFni Ti
-

Theo bảng 6.4 tài liệu [1] ta xác định được mF = 6

NFE2 = 60.1..(5.280.4.2)(16.+0,86. + 0.36.) = 17,72.107
Thấy NFE2 > NF0 =4.106 do đó KFL2 = 1
Tương tự KFL1 = 1.
-

Theo 6.2a tài liệu [1] bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1.

[] = .KFC.KKL / SF.

441.1.1
= 1, 75 = 252 Mpa.
[] = . KFC. KFL / SF.

414.1.1
= 1, 75 = 236,5 Mpa.
-

Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1].

[]max = 2,8 = 2.8.450 = 1260 Mpa.
[]max = 0,8 = 0,8.580 = 464 Mpa.
[  F 2 ]max = 0,8 = 0,8.450 = 360 Mpa.

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

2.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).
3

aw1 = Ka( u1)
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

T1.K H 
[ H ]2 u1. ba
14


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Trong đó :

GVHD: Văn Quốc Hữu

: Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Chọn = 0,3 theo bảng
6.6 tài liệu [1].
Ka = 43: Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc. ( bảng 6.5)
 bd

= 0,53 (u1+1) = 0,53.0,3.(3,08+1) =0,648 (dấu+ vì banh răng ăn khớp ngồi)

Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH

= 1,02 ( sơ đồ 7).

T1= 33106.67 Nmm
aw1 = mm

Lấy aw1 = 100 mm.

2.2.2 Xác định các thông số ăn khớp:
-

Môđun: m = (0,010,02)aw1 = (0,01 0,02).100 = (1 2).

-

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m =2

Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 tài liệu[1].
-

Chọn sơ bộ do răng nghiêng ( 

 8  20o ),

do đó. Ta tính số răng bánh nhỏ theo

công thức: 6.31/103

2aw1.cos 
Z1 = m(u1  1) = lấy Z1 = 24
-

Số răng bánh lớn :

Z2 = U1.Z1 =3,08.24=73,92 lấy Z2 = 74
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: um= 74/24= 3.083

-

Góc nghiêng răng:

Suy ra:

2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
Trong đó:
ZM= 274 (Mpa1/3).Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo
bảng 6.5
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

15


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Văn Quốc Hữu

ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo cơng thức 6.34 tài liệu [1] ta có:
bw = .aw1= 0,3.100= 30 (mm)
Theo (6.37)
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta có:
Đường kính vịng lăn:
dw1 = 2.aw1/(um + 1) = 2.100/(3.083 + 1) = 49 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng:
Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 9 và < 5m/s, = 1,16
6.16 tài liệu [1] ta có

g0 = 73

6.15 tài liệu [1] ta có

 H  0,002

 F  0,006
Vậy theo công thức 6.42 tài liệu [1]
Do đó theo cơng thức 6.41:

 H  Z M .Z H .Z

2.T1.K H (u1  1)
bw .u1.d w21

Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:
Theo 6.1 tài liệu [1]:v = 3,65 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 1
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

16


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: Văn Quốc Hữu
Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 nên cần gia công
đạt độ nhám: Ra = 2,5...1,25.

ZR = 0,95

Do đó:

Với da < 700 (mm) => KxH = 1
Do đó theo cơng thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:

  H     H  '.Z v .Z R .K xH  495, 4.1.0,95.1  470, 7 Mpa
Ta thấy

H  H 

, vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc .

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:
Trong đó:
Theo bảng (6.7),theo bảng (6.14) với v < 5 m/s và cấp chính xác 9,
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
Số răng tương đương: lấy

Z v1

= 25 răng

lấy Zv2 = 80 răng
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,61
+ YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, thông thường
YR =1, khi mặt lượn được đánh bóng YR = 1 (bánh răng phay);
+ YS = 1,08 – 0.0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,031 – hệ số xét đến độ nhậy của
vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ KxF – hệ số xét đến bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; KxF=1 với da< 400mm
Trong đó theo bảng 6.15,

F

=0,006 ; theo bảng 6.16,

g0

=73.

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:
Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo cơng thức 6.45 tài liệu [1].

Với m = 2,5 mm,

Ys = 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,016 ; YR = 1 ( bánh răng phay);

SVTH: Nguyễn Tiến Duy

17


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
K xF = 1 ( d a  400 mm ) do đó theo (6.2) và (6.2a)

GVHD: Văn Quốc Hữu

Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải:

= 2,2

Ứng suất tiếp xúc cực đại:
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Thơng số kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục

aw (mm)

100 mm

Moodun pháp
m (mm)
Chiều rộng bánh răng: bw (mm)
Tỷ số truyền: u
Góc nghiêng của răng :  (0)
Số răng bánh răng

z1 = 24

Hệ số dịch chỉnh

z2= 74
x1 = 0

Đường kính vịng chia (mm):

x2 = 0
d1= 48,94

d=m.z / cos 
Đường kính đỉnh răng (mm):

d2 = 150,91
da1 = 52,94

da= d+ 2.( 1+x - y ). m

da2 = 154,91

SVTH: Nguyễn Tiến Duy

2
30
3,083

18


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đường kính đáy răng (mm):
df = d- (2,5-2.x).m

GVHD: Văn Quốc Hữu

df1 = 43,94
df2 = 145,91

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm: (bánh rang trụ rang
nghiêng)
 Đây là bộ truyền cấp chậm phân đơi, có hai bộ bánh răng làm việc hoàn toàn
giống nhau, đặt song song. Do đó, ta tính thơng số cho một bộ truyền, bộ còn lại
cũng giống như bộ thiết kế.
 Vật liệu được sử dụng để thiết kế bộ truyền cấp chậm cũng giống vật liệu dùng để
thiết kế bộ truyền cấp nhanh.
 Khai triển bộ truyền cấp chậm với các số liệu :
n2 = 462,6 ( vg/ph) ,

u2 = 2,6 ,

2.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).
3

aw2 = Ka( u1)

T2 .K H 
[ H ]22 U 2 . ba

Trong đó :
: Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Chọn = 0,4 theo bảng
6.6 tài liệu [1]. (Trị số lấy lớn hơn 20...30% so với cấp nhanh).
Ka = 43: Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc.

 bd

= 0,53 (U2+1) = 0,53.0,4.(2,6+1) = 0,7632

Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH

= 1,12 ( sơ đồ 3).

.
Lấy aw2 = 120 mm.

2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp:
Môđun: m = (0,010,02).aw2 = (0,01 0,02).120= (1.22.4).
Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn modun tiêu chuẩn của bánh răng cấp
chậm bằng modun ở bánh răng cấp nhanh:
Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 2
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

19


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 tài liệu[1].

GVHD: Văn Quốc Hữu

Xác định góc nghiêng β.
Bộ truyền cấp chậm gồm hai bộ bánh răng trụ răng nghiêng đối xứng nhau, chọn sơ bộ β
= 35o, do đó cosβ = 0,819
số răng bánh nhỏ theo cơng thức:
Z2 = =

lấy Z1 =28

Số răng bánh lớn :
Z2 = U2.Z1 = 2,6 . 28 = 72,8 lấy Z2 = 74
Do đó, tỷ số truyền thực tế sẽ là : um = Z2/Z1 = 74/28 = 2,642
Góc nghiêng chính xác của răng :
Cosβ = = = 0.85

2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

Trong đó:
ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5 tài liệu
[1]

Zm = 274 (Mpa1/3).

αtw = αt = arctan(tanα/cosβ) = arctan = 23,18o
tanβb = cosαt .tanβ = Cos 23,18. tan 31,7 = 0,56 => βb = 29,6
Trong đó: bw = .aw2 = 0,4 .120 = 48 (mm) – Chiều rộng vành răng.

εa = [1,88 – 3,2(1/Z1 +1/Z2)].cosβ = [
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Zε= = = 0,826

dw2 :Đường kính vịng lăn bánh nhỏ:
dw2 = 2.aw2 / (um + 1) = 2.120 /(2,642+ 1) = 66(mm)
Theo (6.40) tài liệu [1].
Vận tốc vòng của bánh răng:

SVTH: Nguyễn Tiến Duy

20


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Văn Quốc Hữu

Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 9 và < 2,5 m/s,
=1,13 , Trong đó theo bảng 6.16,

g0 =73– Hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2.
Theo bảng 6.15,

 H =0,002– Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.

;Theo (6.42):
Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

KH
6.7,
K H

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng
KH 

=1,12

là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng

6.14,

K H

=1,13 đối với bánh răng thẳng.

Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo cơng thức 6.45 tài liệu [1].

 H  Z M .Z H .Z

2.T2 .K H (u2  1)
bw .u2 .d w2 2

Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:
Theo 6.1 tài liệu [1]:v = 1.6 (m/s) < 5 (m/s)
Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 nên cần gia công
đạt độ nhám: Rz = 10...40.
Do đó: ZR = 0,9
Với da < 700 (mm) => KxH = 1, Zv= 0,85v0,1= 0,85. 1,60,1= 0,89
Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:
= .Rz. KxH. Zv = 495,4.0,9.1.0,89= 396,815 (MPa)
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

21


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: Văn Quốc Hữu
Ta thấy σH = 324,29 (MPa) < = 396,81 (MPa) vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp

xúc.
Như vậy

H  H 

, nhưng chênh lệch này nhỏ, do đó có thể giảm chiều rộng răng:

lấy
2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

σF2 = σF1.YF2/YF1 [σF2]
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:

+ YF1, YF2 – Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương
và hệ số dịch chỉnh x = 0.

Số răng tương đương:
lấy Zv1 = 46 răng
lấy Zv2 = 120 răng
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,65 ;

YF2 = 3,6

Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:

 F = 0,006 tra bảng 6.15 ; g0 = 73 bảng 6.16;
Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:
Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1].

Với m = 2 mm,

Ys

= 1,08 - 0,0695ln(2) = 1,032;

YR = 1 ( bánh răng phay);

K xF = 1 ( d a  400 mm ) do đó theo (6.2) và (6.2a)

[σF1] = [σF1]YRYSKxF = 252.1.1,03.1 = 259,56 (MPa)
[σF2] = [σF2]YRYSKxF = 236,5.1.1,03.1 = 243,59 (MPa)
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

22


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
σF1 = 54,33 (MPa) < [σF1] = 259,56 (MPa)

GVHD: Văn Quốc Hữu

Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải:

K qt 

Tmax
 2, 2
T

Ứng suất tiếp xúc cực đại
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện

Thông số của bộ truyền
Khoảng cách trục aw (mm)
Moodun pháp
m (mm)

120 mm
2

Chiều rộng bánh răng: bw (mm)
Tỷ số truyền: um
Góc nghiêng của răng :  (0)

48 mm
2,642
31,7o

Số răng bánh răng

z1 = 28

Hệ số dịch chỉnh

z2 = 74
x1 = 0

Đường kính vịng chia (mm):

x2 = 0
d1= 65,8

d=m.z / cos 
Đường kính đỉnh răng (mm):

d2 = 173,9
da1 = 69,8

da= d+ 2.( 1+x - y ). m
Đường kính đáy răng (mm):

da2 = 177,9
df1 = 60,8

df = d- (2,5-2.x).m

df2 = 168,9

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
3.1 Thiết kế trục.
3.1.1 Tính trục theo độ bền mỏi
3.1.1.1 Tính sơ bộ đường kính trục

SVTH: Nguyễn Tiến Duy

23


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Văn Quốc Hữu

3.1.1.1.1 Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tơi thường hóa có giới hạn bền

 b  600Mpa ;

và giới hạn chảy .
Ứng suất xoắn cho phép

    15...30

Mpa

3.1.1.1.2 Thiết kế trục:
Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo cơng thức 10.9 tài liệu [1] đường kính trục thứ k (k = 1,2,3)
Với lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra
Chọn
Chọn
Chọn
Đường kính sơ bộ của các trục sẽ lấy là:
Từ đường kính ớ bộ và bảng 10.2 tài liệu [1] xác định đước chiều rộng ổ lăn lần lượt như

sau:

3.1.1.2 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Tra bảng 10.3, ta có:
k1 = 10 mm; k2= 10 mm; k3= 15 mm; hn= 20 mm.
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

24


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Tra bảng 10.4, ta có:

GVHD: Văn Quốc Hữu

Trục II:
Lấy trục 2 làm chuẩn để tính khoảng cách của bộ truyền:

d2= 35 mm; bo2= 21 mm; k2= 10 mm; k1= 10 mm
lm22= (1,2…1,5).d2= (1,2…1,5).35= 42…52,5 mm =>chọn lm22 = lm23 =lm24 = 45 mm
l22 = 0,5(lm22 + bo2) + k1 + k2 = 0,5.(45+21) + 10 +10= 53 mm
l23= l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 53 + 0,5(45+45)+10 = 108 mm
l24 = 2l23 – l22 = 2.108 – 53 = 163 mm
l21 = 2l23 = 2.108 = 216 mm
Trục III:
+ Chọn chiều dài mayơ bánh răng trụ III

= (1,2…1,5). = (1,2…1,5).40 = (48…60)
Chọn === 60 mm

l31= l21 = 216 mm
l34 = l24= 163 mm
SVTH: Nguyễn Tiến Duy

25