Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động cơ khí

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
Lời mở đầu
Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở giúp cho sinh viên chuyên
ngành cơ khí có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão.
Đây là môn học đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và các cán bộ kỹ
thuật, nguyên lý làm việ và phương pháp tính toán các chi tiết phục vụ cho các máy móc
ngành công _ nông nghiêp, giao thông vận tải,……
Thiết kế đồ án chi tiết máy là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm, từ đó
sinh viên có cơ hội tổng kết lại những lý thuyết và làm quen với công việc thiết kế.
Trong các nhà máy xí nghiệp, khi cần vận chuyển vật liệu rời chủ yếu sử dụng các máy
vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục. Khác với các máy vận chuyển gián
đoạn, các thiết bị máy vận chuyển có thể làm việc trong một thời gian dài, việc vận chuyển
có năng suất cao và được sử dụng rộng rãi khi vận chuyển các vật liệu rời người ta đã sử
dụng băng tải. Băng tải thường được sử dụng để vận chuyển các loại vật liệu như: than đá,
cát, sỏi, thóc…
Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn
cho hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là hôp giảm
tốc bánh răng trụ một cấp, hai cấp, bánh vít_trục vít, bánh răng_ trục vít.
Để làm quen với việc đó, em được giao Thiết kê hệ dẫn động băng tải (xích_tải),với
những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự hướng dẫn tận tình của
thầy Văn Hữu Thịnh_cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy, đến nay đồ án của em đã
được hoàn thành. Tuy nhiên, vẫn còn bị hạn chế về kinh nghiệm thực tế, nên đồ án của em
không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô trong bộ
môn để đồ án của em được hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em, đặc biệt là
thầy hướng dẫn.
- 1 -
Tp Hồ Chí Minh, ngày 5 tháng 5 năm 2012
Sinh viên thực hiện

(Ký, ghi rõ họ tên)
Nguyễn Trọng Nghĩa

SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Tp.HCM, ngày tháng 05 năm 2012.
Giảng viên hướng dẫn
( Ký , ghi rõ họ tên )
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
Trường ĐHSPKT Tp.HCM ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Khoa Cơ khí Chế tạo máy THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Bộ môn: Cơ sở Thiết kế máy ( Đề số : 03 )
A. ĐẦU ĐỀ:
1.Sơ đồ động
Gồm:
1: Động cơ điện
2: Nối trục
3: Hộp giảm tốc
4: Bộ truyền xích
5: Thúng tròn
2. Các số liệu ban đầu:
a. Công suất truyền trên trục công tác ( P) : 5,2 (KW)
b. Số vòng quay trên trục công tác (n) : 98 (vòng/phút)
c. Số năm làm việc (a) : 5 (năm)

3. Đặc điểm của tải trọng:
Tải trọng va đập nhẹ. Quay một chiều.
4. Ghi chú :
Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, 1 ca 6 giờ.
Sai số cho phép về tỷ số truyền Δu=2-3%
B. KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ:
1. Một bản thuyết minh về tính toán.
2. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc ( khổ A0).
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
3
1
2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh

Phụ lục
Trang LỜI
NÓI ĐẦU 1
Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 3
Phần II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 11
Phần III : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 19
I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH 19
II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM 27
III : KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN 36
Phần IV : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ĐỠ NỐI 39
A : THIẾT KẾ TRỤC 39
B : TÍNH CHỌN THEN VÀ KHỚP NỐI. 57
C. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN 60
Phần V :TÍNH THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 64

TÀI LIỆU THAM KHẢO
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
PHẦN I
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Ι . CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :
1.1. Chọn kiểu loại động cơ điện :
Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cần chọn loại
động cơ sao cho phù hợp nhất để vừa đảm bảo yếu tố kinh tế vừa đẩm bảo yếu tố kỹ
thuật Dưới đây là 1 vài loại động cơ thường gặp :
- Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của
mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ
dàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn
đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện,
thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm
- Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha
+ Động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho dân dụng là
chủ yếu.
+ Động cơ xoay chiều ba pha : gồm hai loại: đồng bộ và không đồng
- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược
điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động
cơ, do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (>100kw), và khi cần đảm
bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc .
- Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc .
- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong
một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng mở máy thấp nhưng cosϕ thấp, giá thành đắt, vận
hành phức tạp do đó chỉ dùng hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của

dây chuyền công nghệ .
- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản, giá
thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu suất thấp (cosϕ thấp) so với động cơ ba pha đồng bộ,
không điều chỉnh được vận tốc .
Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta đã chọn Động
cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc.
1.2. Chọn công suất động cơ:
Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo khi động cơ làm việc
nhiệt sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy :

dc
dm
P
dc
dt
P≥

dc
dm
P
: công suất định mức của động cơ

dc
dt
P
: công suất đẳng trị trên trục động cơ
Vì tải thay đổi nên :
dc
dt
P

=
ck
i
ct
lv
ct
i
i
dc
lv
t
tP
P
p
∑








Σ
=
2
3
1

ct
lv
P
: công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

ct
i
P
: công suất phụ tải trên trục công tác ở chế độ thứ i
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh

dc
lv
P
: công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

i
t
,
ck
t
: Thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kỳ

dc
lv
P

=
Σ
η
ct
dt
P


∑
η
: Hiệu suất chung của trạm dẫn động


xobrtk
ηηηηη

42
=
∑
Trong đó :
x
η
: Hiệu suất bộ truyền xích

brt
η
: Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp

o
η

: Hiệu suất của một cặp ổ lăn

k
η
: Hiệu suất của nối trục đàn hồi
Tra bảng 2.3 [I]/19 ta có
Bộ truyền xích Bánh răng trụ ổ lăn Nối trục đàn hồi
η
0,97 0,98 0,995 1
=>
∑
η
= 1.0,98
3
.0,995
4
.0,97 = 0,895
Công thức thực trên trục công tác :
Theo đề ra ta có P = 5,2 KW
=> Công suất cần thiết trên trục động cơ là:P
ct
=
89,0
2,5
= 5.84 (KW)
Với công suất cần thiết P
ct
= 5,84 (KW). Ta tra bảng 1.2/235 ta lấy động là: 1500
(vòng/phút)
 P

ct
= 7 (KW) ; n
dc
= 1440 (vòng/phút) ; Kiểu động cơ DK 52-4

II . PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :
Tỉ số truyền của toàn hệ thống:

69,14
98
1440
===
Σ
ct
dc
n
n
U
1 . Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp :
Tra bảng 2.4/21 ta có : U
x
= 2 ÷ 5.
Chọn U
x
= 2

32,7
2
69,14
===

Σ
x
h
U
U
U
2 . Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp :
U
h
= U
n
.U
c
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
Đê đảm bảo bôi trơn HGT thì ta phải chọn U
n
= (1,2 ÷ 1,3 )U
c

Chọn U
n
= 1,2U
c
U
h
= 1,2U

c
2
=> Uc = = 2.46
U
n
= 1,2U
c
= 2.46.2,51 = 2.98
Kiểm tra tỷ số truyền U:
U = U
n
.U
c
.U
x
= 2.3,01.2,51= 14,66
Sai số = 0,03 => Tỷ số truyền chọn là phù hợp.
III . XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
1 . Tính tốc độ quay của trục :
n
I
=
nt
dc
u
n
= n
dc
= 1440 (v/ph)

)/(22.483
98,2
1440
phv
u
n
n
n
I
II
===

)/(43,196
46,2
22,483
phv
u
n
n
c
II
III
===

)/(29,98
2
43,196
phv
u
n

n
x
III
IV
===
. Tính công suất danh nghĩa trên các trục :
P
i
= P
i-1
.η
∑
i
P
I
= P
dc
lv
.η
k
.η
o
= 6,97.1.0,995 = 5,818 (kW)
P
II
= P
I
.η
br
.η

o
=6,94.0,98.0,995 = 5,67 (kW)
P
III
= P
II
. η
br
.η
o
= 6,77.0,98.0,995 = 5,53 (kW)
P
IV
= P
III
.η
x
.η
o
= 6,6.0,97.0,995 = 5,34 (kW)
3 . Tính momen xoắn trên các trục :
Áp dụng công thức :
i
i
i
n
P
T
.10.55,9
6

=
=>
)(69,38730
1440
84,5.10.55,9
6
NmmT
I
==

)(25,112057
22,483
67,5.10.55,9
6
NmmT
II
==

)(55,268856
43,196
53.5.10.55,9
6
NmmT
III
==

)(96,519264
24,98
34,5.10.55,9
6

NmmT
IV
==
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh

)(65,38730
1440
84,5.10.55,9
6
NmmT
dc
==
4. Bảng số liệu tính toán:
Trục động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4
U
U
x
n (v/phút)
1440 1440 483,22 196,43 98,2
P (KW)
5,84 5,82 5,67 5,53 5,34
T (Nmm)
38730,65 38597,69 112057,25 268856,55 519264,96
PHẦN II
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
I/- CHỌN LOẠI XÍCH:

Có 3 loại xích : xích ống , xích con lăn và xích răng . Trong 3 loại trên ta chọn xích con
lăn để thiết kế bởi vì chúng có ưu điểm là :
- Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế
- Chế tạo không phức tạp bằng xích răng
- Phù hợp với vận tốc yêu cầu
- Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống
Vì công suất không lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy .
II/- Xác định các thông số xích và bộ truyền:
1/- Chọn số răng đĩa xích:
Từ phần I ta đã tính toán và xác định được:
U
x
= 2
n
x
= n
III
= 196,6(v/ph); P
x
= P
III
= 5,53 (kW)
Tra bảng 5.4 [I]/80 với U
x
= 2. Ta chọn:
Z
1
= 25 (Z
1
là số răng đĩa xích nhỏ).

Do đó ta có số răng đĩa xích lớn Z
2
là:
Z
2
= U
x
.Z
1
≤ Z
max
.
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
Z
max
: Được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng xích do bản lề bị mòn sau một thời
gian làm việc.
Z
max
= 120 đối với xích ống con lăn.
Z
2
= U
x
.Z
1

= 2.25= 50. Chọn Z
2
= 50 < Z
max
= 120.
Tỉ số truyền thực: U
xt
=
2
25
50
=
2/- Xác định bước xích p:
Theo công thức 5.3[I]/80 công suất tính toán và điều kiện đảm bảo chỉ tiêu độ bền mòn.
P
tx
= P.k.k
Z
.k
n
≤[P]. (1)
Trong đó:
P
tx
, P, [P]: Lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền (P=P
III
), công suất cho
phép.
k
Z

: Hệ số số răng.
k
Z
=
1
01
Z
Z
,
Z
01
:bước xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng đĩa nhỏ, Z
01
= 25.
→ k
Z
=
1
25
25
=
k
n
: Hệ số số vòng quay. k
n
=
1
01
n
n

Vì số vòng quay đĩa nhỏ n
1
=n
x
=190,6 (v/ph), nên ta chọn n
01
= 200(v/ph).
→ k
n
=
02,1
6,196
200
=
Ta có: Hệ số sử dụng
k = k
0
. k
a
. k
dc
. k
bt
. k
d
. k
c
Ta bảng 5.6 [I]/82 ta có:
k
0

: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, lấy k
0
=1,25.
(Chọn độ nghiêng giữa bộ truyền và phương ngang > 60
0
).
k
a
: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy k
a
= 1( Khoảng cách trục
a=(30 50)p ).
k
dc
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, lấy k
dc
= 1,25 (ứng
với vị trí trục được điều chỉnh một trong các đĩa xích).
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
k
bt
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, lấy k
bt
= 0,8 ( vì môi trường không bụi, bôi
trơn loại I).
k

d
: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, lấy k
d
= 1,2 (vì tải trọng động
)
K
c
: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy k
c
= 1,25(làm việc 2ca/ngày).
Vậy:
k = 1,25.1.1.0,8.1,25.1,2 = 1,5
Vậy ta xác định được P
tx
từ công thức trên:
P
tx
= P.k.k
Z
.k
n
= 5,84.1,5.1.1,05 = 11,169 (kW).
P
tx
= 11,169 (kW) ≤ [P].
Với n
01
= 200(v/ph). Tra bảng 5.5[I]/81 ta chọn được bộ truyền xích:
bước xích p = 31,5(mm).
[P] = 19,3(kw)

d
c
= 9.55(mm) ( Đường kính chốt xích)
B=27,46(mm) ( Chiều dài ống xích)
P
tx
= 11,169 (KW) < [P] = 19,3 (KW).
Thoả mãn điều kiện (1)
Theo bảng 5.8[I]/83 với n
1
= 196,6 < 300(v/ph).
p = p
max
= 50,8(mm), với p
max
là bước xích lớn nhất cho phép.
 Thoả mãn điều kiện va đập đối với bộ truyền
3/. Khoảng cách truc và số mắt xích :
Khoảng cách trục nhỏ nhất giới hạn bởi khe hở nhỏ nhất cho phép giữa các đĩa xích
a=(30÷50)p mm, hệ số nhỏ dùng khi u = 1 2. hệ số lớn dùng khi u = 6…7

Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lượng bản thân xích gây nên, khoảng cách
trục không nên quá lớn a ≤ a
max
= 80.p.
Khi thiết kế sơ bộ chọn: a = 40p .Vậy a = 40p = 40.31,75 = 1270 (mm).
Từ khoảng cách trục a = 1016.(mm). Ta xác định được số mắt xích x:
( ) ( )
9,117
1270.14,3.4

4,25.2550
2
5025
4,25
1016.2
4
.
2
2
2
2
2
2
1221
=
−
+
+
+=
Π
−
+
+
+=
a
pzzzz
p
a
x
Lấy số mắt xích: x = 118.

SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
Tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích x = 118
a
*
= 0,25.p {x- 0,5.(z
2
+ z
1
) +
( )
[ ]
( )
[ ]
}/25,0
2
12
2
12
π
zzzzx
−−+−
= 0,25.25,4 {220- 0,5.(50+25) +
( )
[ ]
( )
[ ]

}14,3/2550225505,0120
22
−−+−
= 1271,66(mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng ∆a.
∆a = (0,002 0,004)a.
Chọn ∆a = 0,004.a ≈ 5.
Do đó: a = 1271,85 – 5 = 1266,66 (mm).
Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục, cần tiến hành kiểm nghiệm số lần
va đập i của bản lề xích trong một giây:
8,2
118.15
6,196.25
.15
.
11
===
x
nz
i
.(lần/s)
Điều kiện : i ≤ [i].
[i]: Số lần va đập cho phép trong một giây.
Tra theo bảng 5.9[I]/85. Dựa vào P = 25,4mm. ta có: [i] = 30.
Vậy i = 2,65 < [i] =30. => thoả mãn
4/- Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Với cả bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va
đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
Theo công thức :
[ ]

S
FFFk
Q
s
Vtd
≥
++
=
0
.
.
Trong đó:
Q: Tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 52[I].(với p=25,4mm)
Q = 88,5kN = 88,5.10
3
(N), khối lượng một mét xích: q = 3,8
K
d
: hệ số tải trọng động K
d
= 1,2( Chế độ tải trọng va đập nhẹ)
F
t
: Lực vòng, F
t
= 1000.
V
P
x
.

Trong đó: v =
)/(08,2
10.60
43,196.4,25.25
10.60
.
33
11
sm
npz
==

SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
→ F
t
=
)(65,2658
06,2
6,6.1000
N
=
F
V
: Lực căng do lực li tâm sinh ra.
F
V

= q.V
2
= 16,44 (N).
F
0
: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F
0
= 9,81.k
f
.q.a(N).
Trong đó:
a: khoảng cách trục; a=1285,85 mm =1285,85.10
-3
m
k
f
: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, f = (0,01÷0,02)a
Lấy k
f
= 1 ( Bộ truyền nghiêng một góc > 60
0
).
→ F
0
= 9,81.3,8. 1038,85.10
-3
= 47,40(N).
Vậy ta tính được s
2.27

61,1640,4765,2658.2,1
10.7,88
.
3
0
=
++
=
++
=
Vtd
FFFk
Q
s
Tra bảng 5.10[I] , với bước xích p =25,4 mm và n
1
=n
x
=196,6 ta tìm được
[S] = 8.5
Vậy S = 27,2> [S] = 8,2 ⇒ Bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
5/. Xác định các thông số của đĩa xích và kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc:
a/. Xác định thông số của đĩa xích:
- Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức:
d
1
=









1
z
Sin
P
π
và d
2
=








2
z
Sin
P
π
→ d
1
=
)(32,253

25
180
75,31
mm
Sin
=






→ d
2
=
)(64,505
50
180
75,31
mm
Sin
=






- Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1,2:
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang

12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
da
1
= p.
)(2,267
25
180
cotg5,0.4,25cotg 0,5
1
mm
z
=












+=















+
π
da
2
= p.
)(53,520
50
180
cot5,0.4,25cotg 0,5
2
mmg
z
=













+=














+
π
- Đường kính vòng chân của đĩa xích 1,2:
d
f1
= d
1
- 2r. Tra bảng 5.2[I]/78 với p=25,4=> d

1
= 19,05 (mm)
Với r = 0,5025d
1
+ 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03(mm).
→ d
f1
= d
1
- 2r = 202,76 - 8,03.2 = 234,08(mm).
d
f2
= d
2
- 2r =
82,441
– 8,03.2 = 486,4(mm)
b/- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Đĩa xích 1
ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện:
( )
[ ]
1
1
1
.

.47,0

H
kd
vddtr
H
kA
EFkFk
σσ
≤
+
=

Trong đó: [σ
H
]: ứng suất tiếp xúc cho phép MPa.Tra bảng 5.11[I]/86
=>[σ
H
] =500…600 MPa
Chọn vật liệu làm đĩa xích 1 là thép 45 tôi cải thiện, đạt độ cứng HB210 đảm bảo được độ
bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. →[σ
H
] = 600MPa.
k
r
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z.
Với Z
1
= 25 => k
r1
= 0,42
F

Vd1
: Lực va đập trên m dây xích
F
Vd1
= 13.10
-7
.n
x
.p
3
.m
Với n
1
= 190,6(v/phut)
P = 25,4 mm
m:số dãy xích m = 1
→ F
Vd1
= 13.10
-7
. 196,6. 25,4
3
.1 = 8.17 (N)
F
t
: Lực vòng = 2658,65 (N).
k
d
: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6[I]/82 ta lấy k
d

= 1,2.
A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12[I]/87 ta được
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
A = 262 (mm
2
).
K
kd
: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, k
kd
= 1 vì có 1 dãy.
E =
21
21
2
EE
EE
+
, Môđun đàn hồi MPa.
E
1
,E
2
: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa.
E = 2,1.10
5

MPa.
Vậy ứng suất tiếp xúc σ
H
:
( )
)(22,540
1.180
10.1,2.06,42,1.3267.42,0
.47,0
5
1
MPa
H
=
+
=
δ
σ
H1
= 487,65 Mpa.
Mà theo trên ta tra bảng được [σ
H1
] = 500 ÷ 600 MPa.
Thoả mãn điều kiện σ
H1
<[σ
H1
].
Đĩa xích 2:
Tương tự đĩa xích 1 ta có điều kiện:

( )
[ ]
2
22
2
.

.47,0
H
kd
vddtr
H
Ak
EFkFk
δδ
≤
+
=

Với z
2
=50 => k
r 2
= 0,24 và F
Vd2
= F
Vd1
= 4,06 (N), K
kd
= 1,2, F

t
= 3267(N), A =262(mm
2
),
E = 2,1.10
5
MPa
( )
)(355
1.262
10.1,2.06,425,1.3267.24,0
.47,0
5
2
MPa
H
=
+
=
δ
Ta thấy δ
H2
=355< [δ
H2
]=500MPa => Thoả mãn điều kiện.
6/- Xác định lực tác dụng lên trục:
Xác định theo công thức 5.20[I]/92:
F
r
= k

x
.F
t
=
npZ
Pk
x

10.6
7
K
x
: Hệ số kể đến trọng lượng xích. Lấy k
x
= 1,05
→ F
r
= 1,05.3267 = 2791,58(N).
PHẦN III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
14
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
I. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh (răng tru răng thẳng)
1. Chọn vật liệu
*Bánh răng nhỏ:Thép 45 tôi cải thiện:
b
= 850 N/mm
2

c
= 580 N/mm
2
HB=245 phôi rèn (giả thiết đường kính phôi nhỏ hơn 100 mm)
*Bánh răng lớn:Thép CT35 thường hóa: :
b
= 750 N/mm
2

c
= 450 N/mm
2
HB=230 phôi rèn(giả thiết đường kính phôi 300-500 mm)
2. Tính ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép.
- Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tương đương N
HE
N
HE
= 60.c. [( )
3
.n
i
.t
i
]
= 60.c.n
i
.t . [( )
3

.
N
HE
= N
FE
= N =60.1.1440.38000=37843.10
5
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thỏa mãn về tiếp xúc
N
HO
=30.
+ N
HO1
=30.245
2,4
= 1,6.10
7
+ N
HO2
=30.230
2,4
=1,39.10
7
Ta thấy: N
HE
>N
HO
nên K
HL
= 1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ] = ( [ ]/S
H
).Z
R
.Z
V
.K
XH
.K
HL
=2HB+70
 = 2.2450+70 = 560 (MPa)
 = 2.230 + 70= 530 (MPa)
S
H
= 1,1
Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1
K
HL
= 1
 [ ]
1
=

1,1
1.560
=509 (N/mm
2
)
 [ ]
2
=
1,1
1.530
=481,8 (N/mm
2
)
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng do đó theo (6.12) ta được:
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
[ ]=
2
8,481509 +
=495,4 (N/mm
2
)
b.Ứng suất uốn cho phép.
- Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tương đương N
FE
N
FE

= 60.c. [( )
mF
.n
i
.t
i
]
= 60.c.n
i
.t . [( )
mF
.
Với m
F
= 6 là bậc của đường cong mỏi.
N
HE
= N
FE
= N =60.1.1440.38743=37843,2.10
5
-Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N
FO
= 4.10
6
với tất cả các loại thép.
Ta thấy N
FE
> N
FO

 K
FL
= 1
-Ứng suất cho phép

[ ]= ( [ ]/S
F
).Y
R
.Y
S
.K
XF
.K
FC
.K
FL
= 1,8HB (tra bảng 6.2)
 = 1,8.245=441MPa)
 =1,8.230= 414(MPa)
S
F
= 1,75
Y
R
.Y
S
.K
XF
= 1

K
FC
= 1 (do bộ truyền quay một chiều)
K
FL
= 1
 [ ]
1
=
75,1
441
= 252 (N/mm
2
)
 [ ]
2
=
75,1
414
= 236,5 (N/mm
2
)
c.Ứng suất cho phép khi quá tải
- Với bánh răng thường hóa
[ ]
Max
= 2,8.
 [ ]
Max
= 2,8.450 = 1260 MPa

*Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
[ ]
Max
= 0,8.
 [ ]
Max
= 0,8.580= 464 MPa
 [ ]
Max
= 0,8.450= 360 MPa
3.Thông số cơ bản của bộ truyền.
*Khoảng cách trục
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
a
w
= K
a
.(u 1)
lấy dấu (+) khi bánh răng ăn khớp ngoài.
Bánh răng thẳng:
Với K
a
= 49,5 (tra bảng 6.5/96)
Do vị trí bánh răng nối với các ổ trong hộp giảm tốc là đối xứng
Ta chọn : =0,4
 =0,53. .(u + 1)

 = 0,53.0,4.(3,01 + 1) = 0,802
Chọn = 1
Tra bảng 6.7 với các đặc trưng của hệ
Ta có : =1,02 (ứng với sơ đồ 7)
 a
w
= 49,5.(3,01 + 1). = 104,2 (mm)
Theo tiêu chuẩn chọn a
w
= 105 (mm)
*Các thông số ăn khớp
- Môdun ăn khớp:
m = (0,01 0,02).a
w
= (1,18 2,36)
Chọn : m= 2 (Bảng 6.8)
- Chiều rộng của vành răng b
w
= .a
w
= 0.4.104 = 40 (mm).
-Xác định góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh
+ =0
+ Số bánh răng nhỏ:
Z
1
=2.a
w1
/m.(u+1)=27
Chọn Z

1
= 27(răng).
+ Sôs bánh răng lớn:
Z
2
= U.Z
1
= 3,01.47 = 81
Chọn: Z
2
= 81 (răng)
-Tính lại khoảng cách trục
a
w
= =110 (mm).
Tính lại tỷ số truyền:
U
m
=Z
2
/Z1 = 3
Xác định hệ số dịch chỉnh.
Hệ số dịch tâm y và hệ số k
y
Y = a
w
/m – 0,5( Z
1
+ Z
2

)
= 0,5 (mm)
K
y
= = 9,26
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
K
x
= 0,568
Mà y = = 0.061
X
t
= y + y = 0,5 + 0.061 = 1,061 (mm)
Hệ số dịch chỉnh bánh 1:
X
1
= 0,5[ x
t
– (Z
2
- Z
1
).y/Z
t
] = 0,5 [0,406 – (141-47).0,4/141+47] = 0,28 (mm).
Hệ số dịch chỉnh bánh 2:

X
2
= x
t
- x
1
= 0,406 – 0,103 = 0,781 (mm)
Góc ăn khớp = 22,689
4. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
Z
H
= = 1,68
Tra bảng 6.5/194 ta được hệ số kể đến cơ tính của vật liệu: Z
m
= 274 MPa
3
1
Hệ số trùng khớp dọc
=
= 0
 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Z =
Với = 1,79
Z = 0,872
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H
K
H
=
Tra bảng (6.7) với vận tốc vòng của bánh răng nhỏ v= =

60000
1440.85,58.14,3
=4,14(m/s)
trong đó: = = 58,85 (mm)
ta có:
= 1,02
= 1
Với = 1,02 là hệ số về cấp chính xác và mức làm việc êm tra từ bảng (6.14) với
cấp chính xác là 8
K
HV
= 1 + = 1,285
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
V
H
= = 10,08 (m/s)
Ta có V
H
= 10,08 (m/s) <V
H
max = 380 (m/s)
Tra bảng (6.15/105) : = 0,006
Tra bảng (6.16/107) : g
0
= 61
 K

H
= = 1,24
-Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng là
= Z
M
.Z
H
.Z . = 274.1,76.0,86.
2
85,58.01,3.118.3,0
)101,3.(24,1.69,46025.2 +
= 461,88 MPa
=> = 461,88 Mpa
≤
[ ] = 495,4 MPa
=> Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn và về quá tải đều đạt yêu cầu.
**Các thông số bánh răng cấp nhanh
Thông số Giá trị đơn vị
a
w
110 mm
ψ
ba
0,4
b
w
40 mm
Z
1

27 Răng
Z
2
81 Răng
u
m
3
m 2 mm
d
1
54 mm
d
2
162 mm
d
a1
58,876 mm
d
a2
168,18 mm
d
f1
50,12 mm
d
f2
160,124 mm
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3


GVHD: Văn Hữu Thịnh
II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM(RĂNG TRỤ RĂNG
NGHIÊNG).
1.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:
a)Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
3
2
2
2
22
][
.
).1(
baH
H
aw
u
KT
uKa
ψσ
β
+=
trong đó :
ba
ψ
: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6[I]/96 chọn
ba
ψ
= 0,4 => ψ
bd

= 0,5.
ba
ψ
. ( u
c
+ 1 ) = 0,5.0,3.(2,51+1) = 0,55
a
K
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 ta chọn
a
K
=
43.
β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc.Tra bảng 6.7 với
bd
ψ
= 0.55 => K
H
β
= 1,03 (sơ đồ 3)
T
2
=135227,25 N.mm

)(365,60
4,0.46,2.4,495

03,1.25,38597
).151,2.(43
3
2
2
mma
w
=+=
Vì HGT đồng trục nên ta chọn
2w
a
=105(mm)
b)Xác định các thông số ăn khớp:
- Môđun m =(0,01
÷
0,02). a
W2
=(0,01
÷
0,02).134 = 1,34
÷
2,68 (mm).
Theo bảng 6.8 ta chọn => m = 2 (mm).
- Số răng bánh nhỏ :
Chọn sơ bộ
0
30
=
β
. Vì cặp bánh răng phân đôi nên β thuộc vào khoảng 30º ÷ 40º

40
)151,2(5,2
866,0.134.2
)1(
cos 2
2
2
3
=
+
=
+
=
um
a
z
w
β
=> lấy
3
z
= 40
- Số răng bánh lớn
4.9840.51,2.
324
===
zuz
=> lấy
4
z

=98
=> tỉ số truyền thực sẽ là :
45,2
26
65
3
4
===
z
z
u
m

)4030(35991,0
134.2
)9840(5,2
.2
)(
2
.
cos
0
2
43
2
oo
ww
t
a
zzm

a
zm
÷∈==>=
+
=
+
==
ββ
Nhờ có góc β nên ta không cần phải dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước.
- Góc prôfin gốc :
α
=
0
20
(theo TCVN 1065-71).
- Góc prôfin răng :
0
0
2,23
849,0
20
cos
=









=








=
tg
arctg
tg
arctg
t
β
α
α
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
20
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
- Đường kính vòng lăn :
)(86.60
15,2
134.2
1
.2

2
3
mm
u
a
d
m
w
w
=
+
=
+
=

- Chiều rộng vành răng :
)(42134.3,0.
2
mmab
wbaw
===
ψ

- Hệ số trùng khớp ngang:

45,186,32cos.
83
1
29
1

2,388,1cos
11
2,388,1
21
=












+−=















+−=
βε
α
zz
- Hệ số trùng khớp dọc :
82,3
.5,2
)9,31sin(.2,40
.
sin.
0
===
ππ
β
ε
β
m
b
w
- Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :

0
77,2957,09,31).2,23cos(.cos
=⇒===
btb
tgtgtg
ββαβ
c) kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suât tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau :

2
3
.2

)1.(2

wmW
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=
ε
σ
Trong đó :
Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5[I]/97 ta được:Z
M
=
274 MPa
1/3

H
Z
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

)2sin(
cos2
tw
b
H
Z
α
β
=

Bánh răng không dịch chỉnh nên
0
2,23
==
ttw
αα
=>
52,1
)2,23.2sin(
)77,29cos(.2
0
0
==
H
Z
ε
Z
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng :
83,0
45,1

11
===
α
ε
ε
Z
K
H
:Hê số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
=K
Hõ
.K
Hỏ
.K
Hv
HV
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

αβ
HH
wWH
HV
KKT
dbV
K
2

1
2
3.
+=
với
m
w
HH
u
a
vgV
0
δ
=
• Vận tốc vòng của bánh răng 3 :

)/(58,4
10.60
41,478.57,76.
10.60

33
23
sm
nd
v
w
===
π
π

SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
21
[ ]
cx
H
σ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh

α
H
K
: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
Tra bảng 6.13[I]106 => cấp chính xác của bánh răng là 9.
Tra bảng 6.14[I]107 =>
13,1
=
α
H
K

β
H
K
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, Tra bảng 6.7[I]98 => :
07,1
=
β

H
K
Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
H
δ
và
F
δ

Tra bảng 6,15 =>
002,0
=
H
δ

Tra bảng 6.16 => g
0
= 73
=>
052,2
5,2
134
.92,1.73.002,0 ==
H
V
=>
019,1
13,1.07,1.25,135227.2
57,76.134.3,0.052,2
1

2

1
2
3.
=+=+=
αβ
HH
wWH
HV
KKT
dbV
K
• => K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K
HV
= 1,07.1,13.1,019 = 1,232
• Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

22
3
.2
57,76.5,2.134.3,0

)15,2(232,1.25,135227.2
.83,0.55,1.274

)1.(2

+
=
+
=
wmW
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ
ε
σ

)(305 MPa
H
=
σ

Tính
[ ]
cx
H
σ
:
= 495,91.1.095.1=470,7 (Mpa)

[ ] [ ]
xHVRH
cx
H
KZZ
σσ
=
Vì v = 2,052 < 4 (m/s) => Z
V
= 1
Cấp chính xác động học là 9 => chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8
=>
)(25,15,2 mR
a
µ
÷=
; Z
R
= 0,95 ; K
xH
= 1.
=>
= 495,91.1.095.1=470,7 (Mpa)

Như vậy
H
σ
>
[ ]

cx
H
σ

=> Do đó cần tăng thêm khoảng cách trục a
w
và tiến hành kiểm nghiệm lại. Kết quả được
Với a
w
= 105 mm,
[ ]
)(7,470)(460 MPaMPa
HH
=<=
σσ
=>Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc
d). Kiểm tra răng về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá một giá trị cho phép :
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
33
32
3
βε

σ
=
≤[
σ
F
]
3
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
22
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
3
43
4
.
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
=
≤ [
σ
F
]
4
Trong đó:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
994,0
45,1
11
===
α
ε
ε
Y
.
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
94,0
140
9,31
1
140
1
0
=−=−=
β
β
Y
.

3F
Y
,
4F
Y
: Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, phụ thuộc vào số răng tương đương

Số răng tương đương :
48
849,0
27
cos
33
3
3
===
β
z
z
v

118
849,0
67
cos
33
4
4
===
β
z
z
v
Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra bảng 6.18[I]/109 :
7,3
3

=
F
Y
và
60,3
4
=
F
Y
K
F
Hệ số kể đến tải trọng khi tính về uốn
K
F
=
β
F
K
.
α
F
K
.
Fv
K
+
β
F
K
: Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về uốn, Tra bảng 6.7[I]/98:
17,1
=
β
F
K
.
+
α
F
K
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng không
đồng thời ăn khớp, Tra bảng 6.14[I]/104:
37,1
=
α
F
K
.
+ Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

αβ
FF
WWF
Fv
KKT
dbV
K
2

1
2
3
+=

14,6
51,2
134
.92,1.73.006,0
2
0
===
m
w
FF
u
a
vgV
σ
=>
04,1
37,1.17,1.25,135227.2
57,76.2,40.14,6
1
=+=
Fv
K
=> Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

67,104,1.37,1.17,1

===
FvFFF
KKKK
αβ
ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
][)(82,105
5,2.80.42
7,3.772,0.689,0.67,1.25,135227.2

2
3
33
32
3
F
ww
FF
F
MPa
mdb
YYYKT
σ
σ
βε
<=
==
• ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
][)(96,102
.
4

3
43
4 F
F
FF
F
MPa
Y
Y
σ
σ
σ
<==
⇒ Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn .
e)Kiểm nghiệm răng về qua tải:
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
23
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
Căn cứ vào sơ đồ tải trọng, ta nhận thấy khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy ,
hãm máy ) với hệ số quá tải :
qt
K
= 1
• ứng suất tiếp xúc cực đại :
1.7,470.
max
==
qtHH

K
σσ
= 470,7(MPa) < [σ
H
]
max
= 1260 (MPa)
=> Thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
• ứng suất uốn cực đại :
82,1051.82,105.
3max3
===
qtFF
K
σσ
(MPa) < [σ
F
]
3max
= 464(MPa)
96,1021.96,102.
4max4
===
qtFF
K
σσ
(MPa) < [σ
F
]
4max

= 360 (MPa)
Thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Bảng thông số bộ truyền cấp chậm
Thông số Giá trị đơn vị
a
w
105 mm
ψ
ba
0,4
b
w
42 mm
Z
3
40 Răng
Z
4
98 Răng
u
m
2,45
m 2 mm
d
3
97,66 mm
d
4
239 mm
d

w3
60,86 mm
d
w4
186,7 mm
d
a3
101,66 mm
d
a4
241 mm
d
f3
92,66 mm
d
f4
234 mm
PHẦN IV
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
A . TÍNH THIẾT KẾ TRỤC
I. Chọn vật liệu:
- Trục của HGT chỉ chịu tải trọng nhỏ, ta dùng thép CT45 tôi cải thiện σ
b
= 600 Mpa,
σ
ch

= 340 Mpa, ứng suất xoắn [T] = 20 – 30 Mpa.
II. Tính thiết kế sức bền trục:
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang

24
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
1. Tải trọng tác dụng lên trục:
a) Xác định chiều và trị số của các lực từ các bộ truyền bánh răng:
- Dựa vào các chiều quay của băng tải ta xác định được chiều quay của các bánh răng.
Chọn chiều nghiêng của các bánh răng như hình là hợp lý bởi vì tổng lực dọc tác
dụng lên ở trục II là nhỏ nhất.
- Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng nhanh:
Ft
1
=
1
12
dW
T
=
54
38597.2
= 1403,2 (N)
Ft
2
=
2
22
dW
T
=
86,154

38597.2
= 498,17 (N)
Fr
1
=
β
α
cos
1 twtgFt
=
0
0
0cos
20.17,1564 tg
= 719,62 (N)
Vì bánh răng trụ răng thẳng nên β = 0
Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng cấp chậm:
Ft
3
= Ft
3’
=
3
'22
dW
T
= 3682,45 (N)
Fr
3
= Fr

3’
=
β
α
cos
.
3 twt
tgF
= 1908,20,31 (N)
Fr
4
= Fr
4’
=
β
α
cos
.
4 twt
tgF
= 719,62 (N)
Fa
3
= Fa
3
’ = Ft
3
.tg β = 2578,48 (N)
b) Lực tác dụng từ bộ truyền xích:
F

r
= K
x
. F
t
= 1881 (N)
Tính sơ bộ trục:
Đường kính trục được xác định xác định theo moment xoắn theo CT:
d ≥
3
][2,0 T
T
Trong đó T là moment xoắn của bộ truyền tác dụng lên trục
[T] _ ứng suất xoắn cho phép [T] = 15 – 30 Mpa
D
1
≥
3
1
][2,0 T
T
=
3
20.2,0
69,46025
= 21.29 (mm)
Làm tròn d
1
= 25 (mm)
D

2
≥
3
2
][2,0 T
T
=
3
20.2,0
25,135227
= 30,37 (mm)
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
25