Đồ án chi tiết máy - PHÂN TÍCH TÍNH CẤP THIẾT VÀ CHUYỂN ĐỘNG CỦA HỆ DẪN ĐỘNG doc

Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
MỤC LỤC
Trang
Lời Nói Đầu
Phần I.Phân tích tính cấp thiết và chuyển động của hệ dẫn động 4
I.Giới thiệu và phân tích hệ thống truyền động bánh răng 4
II.Vai trò và chức năng các bộ phận của cơ cấu 5
III.Ưu ngược điểm của bộ truyền 5
Phần II.Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền 8
I.Chọn động cơ điên 10
II.Phân phối tỉ số truyền 11
Phần III.Tính toán thiết kế các bộ truyền 12
I.Thiết kế bộ truyền đai 12
II Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 16
III.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 22
Phần IV. Tính trục 28
I.Tính sơ bộ trục 28
II.Tính gần đúng trục 28
II.Tính chính xác trục 35
III.Chọn then 40
IV.Chọn ổ 41
Tài liệu tham khảo 42
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 1 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
LỜI NÓI ĐẦU
Nhiều thế kỷ qua sự phát triển kinh tế trên thế giới đòi hỏi con người tìm tòi
những công nghệ để ứng dụng vào sản xuất. Trong đó ngành cơ khí là ngành quan
trọng góp phần cho sự phát triển kinh tế của nhiều quốc gia trên thế giới cũng như ở
Việt Nam. Ngành cơ khí chế tạo đã giúp chúng ta sản xuất ra nhiều chi tiết, nhiều bộ
phận máy móc có hình dạng kích thước cụ thể. Để thỏa mãn trong chừng mực nhất
định đáp ứng các yêu cầu về kinh tế kỹ thuật và các yêu cầu khác. Vì vậy chi tiết máy

là ngành học quan trọng của ngành chế tạo máy, nên khi nghiên cứu đồ án môn học
này là vấn đề rất quan trọng và cần thiết để sau khi sinh viên sau khi ra trường tiếp
cận với thực tế chuyên ngành, có thể am hiểu hơn về chi tiết máy nhằm giúp cho sinh
viên vận dụng những kiến thức đã học, tổng hợp các kiến thức đã học để giải quyết
những vấn đề thiết kế máy móc trong sản xuất. Cụ thể là tính toán hình dạng, kích
thước và khả năng làm việc trong một điều kiện nhất định, về yêu cầu kỹ thuật, kinh tế
và các yêu cầu khác.
Thiết kế chi tiết máy gồm có: Thiết kế bộ truyền bánh răng, thiết kế bộ truyền
xích, thiết kế bộ truyền đai, thiết kế trục then và các bộ phận liên quan của môn học.
Vì đây là lần đầu tiên học xong phần lý thuyết được giao một công việc thiết kế một
chi tiết máy. Khi bắt tay vào công việc mới này nhiều sinh viên cũng như em đã cố
gắng tính toán các vấn đề một cách cẩn thận. Tuy nhiên với kiến thức có hạn và lần
đầu tiên thiết kế nên chắc chắn không thể tránh được những sai sót. Rất mong quý
thầy cô quan tâm chỉ bảo và giúp đỡ để em hoàn thành đồ án được tốt hơn. Em xin
chân thành cảm ơn.
Sinh viên thực hiện
Trần Hữu Quyền
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 2 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
Nhận xét của giáo viên :

GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 3 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
PHẦN I:
PHÂN TÍCH TÍNH CẤP THIẾT
VÀ CHUYỂN ĐỘNG CỦA HỆ DẪN ĐỘNG
I. Giới thiệu và phân tích hệ thống truyền động bánh răng:
Trong nhiều thế kỷ qua, từ thời lạc hậu cho đến hiện đại, sự vận chuyển, xếp dỡ
là một công việc không thể thiếu và quan trọng trong nhiều lĩnh vực sản xuất nhằm
giảm nhẹ sức lao động nặng nhọc, tăng năng suất lao động và an tòan.
Qua quá trình phát triển của khoa học kỹ thuật trên thế giới đã có nhiều thiết bị
nâng chuyển. Các thiết bị này được chia làm hai nhóm chính: máy trục chủ yếu phục
vụ vận chuyển các vật nặng thể khối; máy chuyển liên tục chủ yếu phục vụ các quá
trình vận chuyển vật liệu vụn rời liên tục theo một tuyến không gian xác định.
Các lĩnh vực sản xuất hiện nay có nhu cầu ngày một tăng về các máy móc, thiết
bị nâng chuyển, nhu cầu đó cần được đáp ứng với những thiết bị nâng gọn nhẹ dễ sử
dụng và đáp ứng được tính bền, tính kinh tế phù hợp với không gian làm việc và điều
kiện làm việc cho phép.
Vì vây việc tính toán thiết kế hệ thống dẫn động nói chung và hộp giảm tốc nói
riêng là vấn đề cần thiết.
Truyền động trong hộp giảm tốc là sự truyền động của các cặp bánh răng, trục
vít ăn khớp trực tiếp. Truyền chuyển động và công suất được là nhờ sự ăn khớp của
các răng (hặc thanh răng) mà bánh dẫn 1 sẽ truyền chuyển động sang bánh bị dẫn 2.
n
1
: Tốc độ vòng bánh dẫn

n
2
: Tốc độ vòng bánh bị dẫn
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 4 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
d
1
: Đường kính vòng bánh dẫn
d
2
: Đường kính vòng bánh bị dẫn
Tốc độ có thể đạt tới 140m/s hoặc cao hơn. Công suất có thể truyền được từ rất
nhỏ N=0.1kw đến khá lớn khoảng 300kw. (như trong các máy làm việc, máy vận
chuyển: Máy xây dựng, ôtô ) hoặc công suất lớn đến 1000kw như trong máy thủy
điện.
Tỉ số truyền từ 1÷10 hoặc cao hơn.
II. Vai trò và chức năng các bộ phận của cơ cấu:
- Động cơ điện: Hiện nay trong công nghiệp dùng hai loại động cơ điện là:
Động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều.
Động cơ điện xoay chiều được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp, với sức bền
làm việc cao, momen khởi động lớn. bên cạnh đố ta còn có động cơ điện một chiều: Là
loại động cơ điện có khả năng điều chỉnh tốc độ trong phạm vi rộng, khi làm việc bảo
đảm khởi động êm, hãm và đảo dể dàng, giá thành cao khi lắp đặt cần thêm bộ chỉnh
lưu.
Trên ưu khuyết điểm của hai loại động cơ điện xoay chiều và động cơ điện một
chiều ta thấy được động cơ điện xoay chiều tuy tính chất thay đổi tốc độ không bằng
động cơ điện một chiều nhưng với tính thông dụng, bền và kinh tế hơn thì những
khuyết điểm của loại động cơ nầy vẫn chấp nhận được.
Vậy ta chọn động cơ điện xoay chiều.

- Hộp giảm tốc: Đối với đề bài ta chỉ xét hai loại đó là: Hộp giảm tốc của bộ
truyền bánh răng trụ và hộp giảm tốc của bộ truyền bánh răng nón.
+ Bộ truyền bánh răng trụ: Được sử dụng để truyền momen từ các trục song
song với nhau, trong đó hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiều nhất.
+ Bánh răng nón: Được dùng để truyền momen và chuyển động giữa các trục
giao nhau nhưng chế tạo bánh răng khá phức tạp.
Vậy ta chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển để phù hợp với cơ
cấu làm việc và giảm vật liệu chế tạo.
III. Ưu nhược điểm của bộ truyền:
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 5 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
1. Hộp giảm tốc:
a. Ưu điểm: Hộp giảm tốc là một cơ cấu gồm các bộ phận truyền bánh răng hay
trục vít, tạo thành một tổ hợp biệt lập để giảm số vòng quay và truyền công suất từ
động cơ đến máy công tác.
Ưu điểm là hiệu suất cao, có khả năng truyền nhứng công suất khác nhau, tuổi
thọ lớn, làm việc chắc chắn và sử dụng đơn giản. Phạm vi công suất, vận tốc và tỉ số
truyền khá rộng.
b. Nhược điểm: Đối với hộp giảm tốc nhiều cấp tải trọng phân bố không đồng
điều trên các trục nên các ổ trục được chọn theo phản lực lớn nhất, vì vậy kích thước
và trọng lượng hộp giảm tốc lớn.
Khó bôi trơn các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Đối với hộp giảm tốc trục vít
khi làm việc bột kim loại và bụi bẩn rơi vào chổ ăn khớp dể làm mài mòn và kẹt
chuyển động, hộp giảm tốc trục vít có hiệu suất thấp không quá 60÷80kw. Nếu cao
nhất chỉ đạt 270kw.
2. Truyền động bánh răng:
a. Ưu điểm:
+ Đảm bảo độ chính xác truyền động vì không có sự trượt.
+ Tỉ số truyền ổn định.
+ Cố thể sắp đặt vị trí tương đối giữa các cặp bánh răng ăn khớp theo những

góc mong muốn trong không gian ( song song, chéo nhau hay vuông góc nhau).
+ Hiệu suất cao η=0.96÷0.98 thậm chí η=0.99 cho một cặp bánh răng.
+ Kích thước bộ truyền tương đối nhỏ gọn, khả năng tải lớn, tuổi thọ và độ tin
cậy cao.
+ Làm việc trong phạm vi công suất, tốc độ và tỉ số truyền khá rộng.
b. Nhược điểm:
+ Không thể thực hiện được truyền động vô cấp.
+ Không có khả năng tự bảo vệ an toàn khi quá tải.
+ Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn.
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 6 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
+ Đòi hỏi độ chính xác cao trong chế tạo (chế tạo tương đối phức tạp) và lắp
ráp.
+ Chịu va đập kém vì độ cứng bộ truyền khá cao.
3.Truyền động đai
a. Ưu điểm:
+ Có thể truyền động giữa các trục khá xa nhau.
+ Làm việc êm, do vật liệu đai có tính đàn hồi.
+ Giữ được an toàn cho các chi tiết máy khác khi bị quá tải vì lúc này đai sẽ
trượt trên toàn phần trên bánh.
+ Kết cấu đơn giản, giá thành rẻ.
b. Nhược điểm:
+ Khuôn khổ kích thước khá lớn (khi cùng một điều kiện làm việc, thường
riêng đường kính bánh đai đã lớn hơn đường kính bánh răng khoảng 5 lần).
+ Lực tác dụng trên trục và ổ lớn do phải căng đai (lực tác dụng trên trục và ổ
tăng thêm 2 đến 3 lần so với truyền động bánh răng).
+ Tuổi thọ thấp khi làm việc với vận tốc cao.
+ Khi dùng bánh căng đai làm tăng số chu kỳ bị uốn của đai sẽ làm giảm tuổi
thọ của đai.
4. Truyền động xích:

a. Ưu điểm:
+ Có thể truyền động giữa các trục khá xa nhau (A
Max
=8m).
+ Khả năng tải cao hơn đai.
+ Hiệu suất truyền động cao hơn so với đai η=0.96÷0.98.
+ Lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với truyền động đai vì lực căng ban đầu
không lớn.
+ Có thể truyền chuyển động và công suất cùng một lúc đến nhiều trục.
+ Không xãy ra sự trượt nên tỉ số truyền không đổi.
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 7 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
+ Kích thước nhỏ so với truyền động đai.
b. Nhược điểm:
+ Giá thành tương đối cao với kết cấu phức tạp.
+ Có nhiều tiếng ồn khi làm việc.
+ Vận tốc tức thời của xích và đĩa bị dẫn thay đổi theo thời gian (không ổn
định).
+ Yêu cầu chăm sóc thường xuyên (bôi trơn, ) và phúc tạp hơn so với bộ
truyền đai.
+ Chóng bị mòn khi làm việc nơi nhiều bụi và bôi trơn không tốt.
5. Truyền động trục vít:
a. Ưu điểm:
+ Tỉ số truyền lớn
+ Làm việc êm và không ồn
+ Có khả năng tự hãm
b.Nhược điểm:
+ Hiệu suất thấp ( trong các bộ truyền có thể tự hãm )
+ Cần phải dùng vật liệu giảm ma sát đắt tiền (đồng thanh) để chế tạo bánh vít.
IV. Vấn đề bôi trơn:

Để giảm sự hao tốn về năng suất và ma sát mài mòn răng, đảm bảo thoát được
nhiệt tốt cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Nên chọn hợp lý
loại dầu, độ nhớt và hệ thống bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của các bộ truyền tức là
nâng cao thời gian sử dụng máy. theo cách dẫn dầu đến bôi trơn của chi tiết máy người
ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông. Ngoài ra đối với các bộ truyền
đỡ hở của những máy không quan trọng có thể bôi trơn định kỳ bằng dầu mở.
- Bôi trơn ngâm dầu bằng cách ngâm bánh răng hoặc các chi tiết vào dầu. Cách
bôi trơn nầy thường dùng khi vận tốc của bộ truyền v ≤12m/s. Mặt khác khi vận tốc
quá lớn các chất rắn bả trong dầu sẽ khuấy động và kẹt vào chổ ăn khớp. Khi vận tốc
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 8 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
bộ truyền xấp xỉ các số trên thì các chi tiết được ngâm dầu ở các phần tiếp xúc khi làm
việc.
- Đối với hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nón-bánh răng trụ, nếu mức dầu
không thể lan lên nữa để bôi trơn cả hai bộ truyền thì có bể ngăn chứa dầu lại cho bôi
trơn từ từ cả hai phần bánh răng trụ và bánh răng nón.
- Đối với hộp giảm tốc nhiều cấp: Nếu các bánh răng không ngâm trong dầu thì
làm nghiêng bề mặt nghép nắp và thân hộp. Đối với hộp giảm tốc đặt đứng có thể
dùng bánh răng bôi trơn hoặc vòng bôi trơn. Dung lượng của dầu trong hộp thường lấy
khoảng 0.4-0.8lít cho một kw công suất truyền, trị số nhỏ cho hộp giảm tốc cỡ lớn.
- Bôi trơn dùng cho các bộ truyền có vận tốc lớn v>12m/s và cho hộp giảm
tốccỡ lớn có vận tốc nhỏ hơn. Phương pháp nầy dùng cho các hộp giảm tốc có công
suất và vận tốc không lớn lắm nhưng cấu tạo của nó không cho phép thực hiện được
việc bôi trơn ngâm dầu. Dầu bôi trơn từ bể áp suất 0.5-1.7atm theo các đường ống dẫn
qua vòi phun đến bôi trơn chỗ ăn khớp. Đối với bánh răng thẳng thì đặt vòi phun sao
cho các tia dầu bắn ngược chiều quay của bánh răng. Trong trường hợp vận tốc quá
lớn nếu bôi trơn theo phương pháp này thì vòi phun đặt lên trên chỗ ăn khớp không
phụ thuộc vào chiều quay.
* Các loại dầu thường dùng để bôi trơn hộp giảm tốc:
+ Dầu công nghiệp: Thường dùng rộng rãi để bôi trơn nhiều loại máy khác

nhau. Bôi trơn bằng phường pháp lưu thông nên dùng dầu công nghiệp 45.
+ Dầu tua pin: Có chất lượng tốt nền thường dùng để bôi trơn các bộ truyền
bánh răng quay nhanh.
+ Dầu ôtô máy kéo AK10 và AK15: Cũng được dùng để bôi trơn hộp giảm tốc.
Chọn độ nhớt của dầu bôi trơn cho thích hợp, kiểm tra mức dầu trong hộp giảm
tốc bằng các thiết bị dầu. Để tránh sóng dầu làm vệt chảy dầu giao động khó quan sát,
người ta thường lắp thước chỉ dầu trong một ống bao ngoài hoặc trong một cái hốc, để
dễ quan sát và chứa lượng dầu đủ bôi trơn cho máy.
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 9 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
PHẦN II
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Các thông số:
+ Lực tác dụng: 8500N
+ Vận tốc băng tải: 0.74 m/s
+ Đường kính tang: 460 mm
+ Thời gian: 5 năm
+ Mỗi ngày làm việc: 2 ca
+ Mỗi ca : 6 giờ
I.Chọn động cơ điện
- Để chọn động cơ điện. cần tính công suất cần thiết.
ta gọi : + N – công suất trên băng tải.
+
η
- hiệu suất chung.
+ N
ct
– công suất cần thiết.
Ta có :

η
N
N
ct
=
kW
Trong đó : + N – Công suất động cơ . N =
1000
vP
×
kW
Với : P = 8500 N
v = 0.74 m/s
kWN 29,6
1000
74,08500
=
×
=⇒
+ η - Là tích số hiệu suất của bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị
Với :
kbrod
ηηηηη
×××=
23

Tra bảng
[ ]
1
27

12 −
. ta có các thông số như sau :
95,0
=
d
η
- Hiệu suất bộ truyền đai
995,0
=
o
η
- Hiệu suất của một cặp ổ lăn
97,0
=
br
η
- Hiệu suất bộ truyền bánh răng
1
=
k
η
- Hiệu suất khớp nối
88,0197,0995,095,0
23
=×××=⇒
η
Vậy ta có công suất cần thiết
kWN
ct
15,7

88,0
29,6
==
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 10 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
Chọn động cơ điện:
Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn N
ct
.Trong tiêu chuẩn động cơ điện
có nhiều loại thoả mãn điều kiện này.
Tra bảng
[ ]
1
322
2P
.ta chọn động cơ A02-51-4.Có các thông số như sau:
Động cơ
Công
suất
(kW)
Ở tải trọng định mức
Vận
tốc(Vg/Ph)
Hiệu
suất (%)
A02-51-
4
7,5 1460 89,0 1,4 2,0 0,8 107
II.Phân phốí tỷ số truyền:
Tỷ số truyền động chung :

t
dc
n
n
i
=
* Trong đó: +n
t
- số vòng quay của Tang.
Ta có :
7,30
46014,3
74,0100060100060
=
×
××
=
×
××
=
D
v
n
t
π
Vg/Ph
+ n
dc
- Số vòng quay của động cơ.
Ta có : n

dc
= 1460 Vg/Ph.
5,47
7,30
1460
===⇒
t
dc
n
n
i
Ta có : i = i
d
.i
bn
.i
bc
Trong đó : i
d
- Tỷ số truyền của bộ truyền đai;
i
bn
- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh;
i
bc
- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm;
Chọn trước i
d
= 4 (Tra bảng
[ ]

1
32
22 −
)
Ta có: i
d
×i
bn
×i
bc
= 47,5
875,11
4
5,47
==×⇔
bcbn
ii
.
Để tạo điều kiện bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu
ta chọn
bcbn
ii ×÷= )3,12,1(

875,11)3,12,1()3,12,1(i
2
bn
=×÷⇔×÷=⇔
bcbc
ii

31,3
)3,12,1(
875,11
÷=
÷
=⇔
bc
i
Chọn tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm i
bc
= 3,1 . ta có tỷ số truyền
của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh :
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 11 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
8,3
1,3
875,11
==⇒
bn
i
Số vòng quay của từng trục
Trục I:
)/(365
4
1460
PhVg
i
n
n
n

n
i
d
dc
I
I
dc
d
===⇒=
Trục II:
)/(96
8,3
365
phvg
i
n
n
n
n
i
bn
I
II
II
I
bn
===⇒=
Trục III:
)/(7,30 phvgnn
tgIII

==
Công suất trên từng trục:
N
I
=
kwN
dcd
1,75,7995,095,0
0
=××=××
ηη
N
II
=
kwN
Ibr
85,61,7995,097,0
0
=××=××
ηη
N
III
=
kwN
IIbr
61,685,6995,097,0
0
=××=××
ηη
Momen xoắn M

x
cho từng trục:
+ Momen xoắn cho động cơ.
M
đc
=
Nmm
n
N
đc
đc
49058
1460
5,7
1055,91055,9
66
=×=×
+ Momen xoắn trục I:
M
I
=
Nmm
n
N
I
I
185767
365
1,7
1055,91055,9

66
=×=×
+ Momen xoắn trục II:
M
II
=
Nmm
n
N
II
II
3,681432
96
85,6
1055,91055,9
66
=×=×
+ Momen xoắn trục III:
M
III
=
Nmm
n
N
III
III
6,2053529
7,30
61,6
1055,91055,9

66
=×=×
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 12 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
BẢNG HỆ THỐNG CÁC SỐ LIỆU TÍNH ĐƯỢC
Trục
Thông số
Trục động cơ I II III
i i
d
= 4 i
bn
= 3,8 i
bc
= 3,1
n (Vg/Ph) 1460 365 96 30,7
N (kW) 7,5 7,1 6,85 6,61
M (Nmm) 49058 185767 681432,3 2053529,6
PHẦN III
TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Số liệu
Công suất 7,5 kW
Số vòng quay trục dẫn : n
dc
1460 Vg/Ph
Số vòng quay trục bị dẫn : n
I
365 Vg/Ph
Số ca làm việc / 1 ngày 2 ca

Mỗi ca làm việc 6 h
Tỉ số truyền i 4
Tải trọng làm việc ổn định
1.Chọn loại đai
Giả thiết vận tốc của đai v > 5 m/s, ta chọn loại đai thang vì truyền được momen xoắn
lớn, công suất truyền ổn định, giá thành rẻ hơn các loại đai khác như đai da, đai vải …
Tra bảng
]1[
93
135 −
, ta chọn loại đai A hoặc Б. Ta tính theo cả 2 phương án và chọn
phương án nào có lợi hơn.
Kích thước tiết diện đai a
×
h, mm và diện tích tiết diện F , mm
2
(Tra bảng
]1[
92
115 −
)
Các thông số tính toán Các số liệu tính được
Loại đai A Б
a
×
h ,(mm) 13
×
8 17
×
10,5

F , (mm
2
) 81 138
2.Định đường kính bánh đai nhỏ D
1
D
1
,(mm) (Tra bảng
]1[
93
145 −
và
]1[
93
155 −
) 125 160
Kiểm nghiệm vận tốc của đai :
Áp dụng công thức
]1[
93
185 −
:
max
11
100060
v
nD
v
≤
×

××
=
π
)/(0764,0
100060
146014,3
1
1
smD
D
v
×=
×
××
=⇔
v, (m/s) 9,55 12,224
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 13 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
Vậy thoả mãn điều kiện v < v
max
= (30 ÷ 35 )m/s
3.Tính đường kính D
2
của bánh lớn
-Áp dụng công thức
]1[
84
45 −
:
)1(

12
ξ
−××=
DiD
Với ξ : hệ số trượt. Đối vớ đai thang thì ξ ≈ 0,02
12
92,3 DD
×=⇒
mm
D
2
,(mm) 490 627,2
Tra bảng
]1[
93
155 −
lấy đường kính bánh lớn theo tiêu chuẩn
D
2
, (mm) (Theo tiêu chuẩn) 500 630
- Kiểm nghiệm số vòng quay thực n
2
’
của trục bị dẫn
Áp dụng công thức
2
1
2
1
2

1
1
'
2
8,14301460)02,01()1(
D
D
D
D
D
D
nn ×=××−=××−=
ξ
n
2
’
, (Vg/Ph) 357,7 363,4
Ta thấy n
2
’
sai lệch rất ít so với yêu cầu (< 5%).
- Tính lại tỉ số truyền:
'
2
n
n
i
dc
d
=

i
d
4,08 4,02
4.Chọn sơ bộ khoảng cách trục A
- Theo bảng
]1[
94
165 −
với i ≈ 4 thì A ≈ 0,95
×
D
2
A, (mm) (Chọn sơ bộ) 475 598,5
5.Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ
Áp dụng công thức
]1[
83
15 −
ta có
)(
4
)(
)(57,12
4
)(
)(
2
2
2
12

12
2
12
12
mm
A
DD
DDA
A
DD
DDAL
×
−
++×+×=
×
−
++×+×=
π
L, (mm) (Tính theo A sơ bộ) 2005,3 2529,6
Tra bảng
]1[
92
125 −
lấy L theo tiêu chuẩn
L, (mm) (Lấy theo tiêu chuẩn) 2000 2500
Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây :
Áp dụng công thức
max
u
L

v
u
≤=
Với u
max
= 10 m/s
u, (m/s) 4,8 4.9
Ta thấy u < u
max

⇒
Thoả điều kiện.
6.Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu
chuẩn
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 14 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
Áp dụng công thức
]1[
83
125 −
ta có
[ ]
8
)(8)(2)(2
2
12
2
1212
DDDDLDDL
A

−×−+×−×++×−×
=
ππ
A, (mm) (Tính chính xác) 472 582,4
Ta thấy khoảng cách trục a thoả mãn điều kiện
]1[
94
195 −
)(2)(55,0
1221
DDAhDD +×≤≤++×
Tính khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai:
Áp dụng công thức A
min
= A – 0,015
×
L (mm)
A
min
, (mm) 442 545
Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng: A
max
= A + 0,03
×
L (mm)
A
max
, (mm) 532 657,4
7.Tính góc ôm α
1

Áp dụng công thức
]1[
83
35−
ta có :
00
12
0
1
12057180
≥×
−
−=
A
DD
α
α
1
, (độ) 134
0
134
0
Vậy ta thấy góc ôm α thoả mãn điều kiện
0
1
120≥
α
8.Xác định số đai Z cần thiết.
-Áp dụng công thức

]1[
95
225 −
ta có :
FCCCv
N
Z
vtp
×××××
×
≥
α
δ
0
][
1000
.
Trong đó :
[δ
p
]
0
: Ứng suất có ích cho phép ,N/mm
2
C
t
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng
C
α
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm

C
v
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
Ta chọn ứng suất căng ban đầu
2
0
/2,1 mmN=
δ
và theo trị số D
1
. Tra bảng
]1[
95
175 −
ta tìm được ứng suất có ích cho phép [δ
p
]
0
(N/mm
2
) :
[δ
p
]
0
, (N/mm
2
) 1,7 1,67
Các hệ số khác:
C

t
, Tra bảng
]1[
89
65
−
0,9 0,9
C
α
, Tra bảng
]1[
95
185
−
0,86 0,86
C
v
, Tra bảng
]1[
95
195 −
1 1
Ta có số đai Z tính theo công thức
]1[
95
225 −
và số đai đã lấy:
Z , theo công thức 5,44 2,54
Z , Số đai đã lấy 5 3
9.Định các kích thước chủ yếu của bánh đai

GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 15 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
- Chiều rộng của bánh đai B:
Áp dụng công thức
]1[
96
235 −
: B = (Z – 1)
×
t + 2
×
S
Trong đó các hệ số t,S tra từ bảng
]1[
257
310 −
t 16 20
S 10 12,5
=>Chiều rộng của bánh đai B
B, (mm) 84 65
- Đường kính ngoài của bánh đai :
Áp dụng công thức
]1[
96
245 −
:
bánh dẫn : D
n1
= D
1

+ 2
×
h
0
bánh bị dẫn : D
n2
= D
2
+ 2
×
h
0
h
0
,Tra bảng
]1[
257
310 −
3,5 5
D
n1
, (mm) 132 170
D
n2
, (mm) 507 640
- Đường kính trong của bánh đai :
bánh dẫn : D
t1
= D
n1

- 2
×
e
bánh bị dẫn : D
t2
= D
n2
- 2
×
e
e , Tra bảng
]1[
257
310 −
12,5 16
D
t1
, (mm) 107 138
D
t2
, (mm) 482 608
10.Tính lực căng ban đầu S
0
.
- Áp dụng công thức
]1[
96
255 −
:
)(

00
NFS
×=
δ
S
0
, (N) 97 166
- Tính lực tác dụng lên trục R:
Áp dụng công thức
]1[
96
265 −
:
)(
2
3
1
0
NSinZSR
α
×××=
R , (N) 1339 1375
Kết luận:
Ta chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A vì có khuôn khổ nhỏ gọn hơn, có
lực tác dụng lên trục và bề rông bánh đai, khoảng cách trục nhỏ hơn đai loại Б
II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP
NHANH
1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhanh và cách nhiệt luyện:
Do hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ
rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta chọn

độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 16 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
HB
1
= HB
2
+ (25 ÷ 50)HB
- Tra bảng
]1[
39
63−
ta chọn như sau:
+ Bánh răng nhỏ : thép 45 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn)
+ Bánh răng lớn : thép 35 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn)
- Cơ tính của các loại thép đã chọn : tra bảng
]1[
40
83 −
ta có
+ Bánh răng nhỏ :(Giả sử đường kính phôi 100 ÷ 300 mm)
+ Giới hạn bền kéo :
2
/580 mmN
bk
=
σ
;
+ Giới hạn chảy :
2

/290 mmN
ch
=
σ
;
+ Độ rắn : HB =170 ÷ 220. Ta chọn HB = 190
+ Bánh răng lớn :(Giả sử rằng đường kính phôi 300 ÷ 500 mm)
+ Giới hạn bền kéo :
2
/480 mmN
bk
=
σ
+ Giới hạn chảy :
2
/240 mmN
ch
=
σ
+ Độ rắn : HB = 140 ÷ 190. Ta chọn HB = 160
2.Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép
- Áp dụng công thức
]1[
38
13 −
ta có :
[ ] [ ]
'
N

Notxtx
k×=
σσ

Trong đó:
+
[ ]
Notx
σ
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ
thuộc vào độ cứng Brinen của vật liệu .(N/mm
2
)
+k
N
’
- Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc
+ Tra bảng
]1[
43
93−
ta có :
+ Bánh răng nhỏ :
[ ]
1Notx
σ
= 2,6 HB
+ Bánh răng nhỏ :
[ ]
2Notx

σ
= 2,6 HB
+ Áp dụng công thức
]1[
42
23 −
ta có :
6
0
'
td
N
N
N
k =
Trong đó :
+ N
0
- Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Tra bảng
]1[
43
93−
ta có N
0
= 10
7
+ N
td
- Số chu kì tương đương.

Vì bánh răng chịu tải trọng không thay đổi nên ta áp dụng công thức
]1[
42
33−
:
Ta có :N
td
= N = 600 ×u×n×T
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 17 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
Với : n - số vòng quay trong một phút của bánh răng
+ Đối với bánh răng nhỏ : n
1
= 365 Vg/Ph
+ Đối với bánh răng lớn : n
2
= 96 Vg/Ph
T - Tổng số giờ làm việc . ta có T = 5×300×6×2 = 18000 giờ
u - số lần ăn khớp của một răng khi bánh quay một vòng. Ta có u = 1
=> ta có số chu kì tương đương của bánh lớn :
N
td2
= 600×1×96×18000 = 103,7×10
7
=> Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ :
N
td1
= N
td2
×i = 103,7×10

7
×3,8 = 394,1×10
7
Ta thấy N
td1
> N
0
và N
td2
> N
0
nên hệ số chu kỳ ứng suất k
N
’
của cả 2 bánh răng đều
bằng 1.
- Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[ ]
1tx
σ
= 2,6×190 = 494 N/mm
2
- Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[ ]
2tx
σ
= 2,6×160 = 416 N/mm
2
b) Ứng suất uốn cho phép
- Vì răng làm việc một mặt (bánh răng quay một chiều) nên áp dụng công thức

]1[
42
53−
Ta có :
[ ]
σσ
σσ
σ
Kn
k
Kn
k
nn
u
×
××÷
=
×
×
=
−
''
1
''
0
)6,14,1(
Trong đó:
+ σ
0
và σ

-1
- Giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng.
Ta có :
bk
σσ
×÷≈
−
)45,04,0(
1
(vì bánh răng bằng thép).
Bánh nhỏ : σ
-1
= 0,43×σ
bk
= 0,43×580 = 249,4 N/mm
2
Bánh lớn : σ
-1
= 0,43×σ
bk
= 0,43×480 = 206,4 N/mm
2
+ n - Hệ số an toàn.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường hoá nên lấy n = 1,5.
+ k
σ
- Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường
hoá nên lấy k
σ
= 1,8
+ k

n
’’
- Hệ số chu kì ứng suất mỏi uốn.Áp dụng công thức
]1[
44
73−
ta có:
m
td
N
N
N
k
0
''
=
. Lấy m ≈ 6 vì thép thường hoá.
N
0
- số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn.lấy N
0
≈ 5×10
6
N
td
-số chu kì tương đương .theo trên ta có:
Bánh lớn: N
td2
= 103,7×10
7

Bánh nhỏ :N
td1
= 394,1×10
7
Vì N
td1
> N
0
và N
td2
> N
0
nên k
n
’’
= 1
-Vậy ta có: Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
[ ]
6,138
8,15,1
14,2495,1
)6,14,1(
''
1
''
0
1
=
×

××
=
×
××÷
=
×
×
=
−
σσ
σσ
σ
Kn
k
Kn
k
nn
u
N/mm
2
Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
[ ]
7,114
8,15,1
14,2065,1
)6,14,1(
''
1
''
0

2
=
×
××
=
×
××÷
=
×
×
=
−
σσ
σσ
σ
Kn
k
Kn
k
nn
u
N/mm
2
3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K. K = (1,3 ÷ 1,5)
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 18 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
- Chọn K = 1,4.
4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.
4,0==
A

b
A
ψ
- Trong đó : A- khoảng cách trục.
b - Chiều dài răng.
5.Xác định khoảng cách trục A.
- Áp dụng công thức
]1[
45
93−
ta có:
[ ]
3
2
2
6
1005,1
)1(
n
NK
i
iA
A
tx
×
×
×









×
×
×±≥
ψσ
mmA 4,233
964,0
1,74,1
8,3416
1005,1
)18,3(
3
2
6
=
×
×
×









×
×
×+≥⇔
(vì bộ truyền ăn khớp ngoài)
Vậy ta chọn A = 234 mm
6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
- Tính vận tốc vòng của bánh răng trụ răng thẳng: áp dụng công thức
]1[
46
173−
ta có:
( )
1100060
2
100060
111
+××
×××
=
×
××
=
i
nAnd
v
ππ

86,1
)18,3(100060
36523414,32

=
+××
×××
=
m/s (vì bộ truyền
ăn khớp ngoài)
- Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:theo bảng
]1[
46
113−
ta có :
Với v = 1,86 m/s <3 m/s => lấy cấp chính xác 9
7.Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A.
- Hệ số tải trọng K : áp dụng công thức
]1[
47
193 −
ta có:
K = K
tt
×K
d
Trong đó: K
tt
- Hệ số tập trung tải trọng.vì bộ truyền có khả năng chạy mòn (HB <350
và v <15 m/s), tải trọng thay đổi ít nên lấy K
tt
= 1.
K
d

- Hệ số tải trọng động.tra bảng
]1[
48
133−
chọn K
d
= 1,45
Vậy ta có : K = 1×1,45 = 1,45.
- Ta thấy hệ số tải trọng chính xác K ít khác với trị số chọn sơ bộ (K = 1,4) nên ta
không cần tính lại khoảng cách trục A.Như vậy có thể lấy chính xác A = 234 mm
8.Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng.
- Môđun được chọn theo khoảng cách trục A:
Áp dụng công thức
]1[
49
223 −
ta có : m
n
= (0,01 ÷ 0,02)×A = (0,01 ÷ 0,02)×234
= 2,34 ÷ 4,68
Theo tiêu chuẩn bảng
]1[
34
13−
ta lấy m
n
= 3
- Xác định số răng:
+ Số răng bánh nhỏ : áp dụng công thức
]1[

49
243 −
ta có :
)1(
2
1
±×
×
=
im
A
Z
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 19 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
vì bộ truyền ăn khớp ngoài nên ta có :
5,32
)18,3(3
2342
)1(
2
1
=
+×
×
=
+×
×
=
im
A

Z
răng
Vậy lấy Z
1
= 33 răng.
+ Số răng bánh lớn :áp dụng công thức
]1[
50
273 −
ta có: Z
2
= i×Z
1
= 3,8×33=125,4 răng
Vậy lấy Z
2
= 126 răng.
- Chiều rộng bánh răng :
mmAb 6,932344,0 =×=×=
ψ
=> Chọn b = 94 mm
9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.
- Áp dụng công thức
]1[
51
333 −
ta có :
[ ]
u
u

bnZmy
NK
σσ
≤
××××
×××
=
2
6
101,19
Trong đó: m - môđun pháp của bánh răng
y - hệ số dạng răng
Z - số răng
n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính
N - công suất
K - hệ số tải trọng
σ
u
- ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ,(N/mm
2
)
[σ]
u
- ứng suất uốn cho phép,(N/mm
2
)
b - bề rộng bánh răng.
+ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng bánh nhỏ:
Ta có : K = 1,45 ; Z
1

= 33 răng; N = 7,15 kW; n
1
= 365 Vg/Ph; m = 3; b = 94 mm
Tra bảng
]1[
52
183−
chọn y
1
= 0,451,y
2
= 0,517
=>
2
2
6
11
2
1
1
6
1
/1,43
94365333451,0
15,745,1101,19
101,19
mmN
bnZmy
NK
u

=
××××
×××
=
××××
×××
=
σ
=> σ
u1
< [σ]
u1
= 138,6 N/mm
2
-> thoả mãn điều kiện bền
+Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng bánh lớn: áp dụng công thức
]1[
52
403 −

ta có :
[ ]
2
2
1
12
u
uu
y
y

σσσ
≤×=
=>
2
2
/6,37
517,0
451,0
1,43 mmN
u
=×=
σ
=> σ
u2
< [σ]
u2
= 114,7 N/mm
2
-> thoả mãn điều kiện bền
10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: áp dụng công thức
]1[
53
433 −
+ Bánh nhỏ : [σ]
txqt1
≈ 2,5 ×[σ]
Notx1
= 2,5×2,6HB = 2,5×2,6×190 = 1235 N/mm
2

+ Bánh lớn : [σ]
txqt2
≈ 2,5 ×[σ]
Notx2
= 2,5×2,6HB = 2,5×2,6×160 = 1040 N/mm
2
- Ứng suất uốn cho phép : áp dụng công thức
]1[
53
463 −
+ Bánh nhỏ : [σ]
uqt1
= 0,8×[σ]
ch1
= 0,8×290 = 232 N/mm
2
+ Bánh lớn : [σ]
uqt2
= 0,8×[σ]
ch2
= 0,8×240 = 192 N/mm
2
- Kiểm nghiệm ứng suất bền tiếp xúc: áp dụng công thức
]1[
53
413 −
ta có:
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 20 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
[ ]

txqt
qttxtxqt
K
σσσ
≤×=
Trong đó: K
qt
= 2: hệ số tải trọng quá tải của thép thường hoá
σ
tx
- ứng suất tiếp xúc.áp dụng công thức
]1[
45
133−
ta có:
2
2
3
6
)1(
1005,1
nb
NKi
iA
bn
bn
tx
×
××+
×

×
×
=
σ
Vậy
( )
2
3
6
/2,304
36594
21,745,118,3
8,3234
1005,1
mmNK
qttxtxqt
=
×
×××+
×
×
×
=×=
σσ
ứng suất quá tải σ
txqt
= 304,2 N/mm
2
nhỏ hơn hệ số cho phép đối với cả bánh nhỏ và
bánh lớn.

- Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải: áp dụng công thức
]1[
53
423−
+ Bánh nhỏ :
σ
uqt1
=σ
u1
×K
qt
=43,1×2 = 86,2 N/mm
2
σ
uqt1
< [σ]
uqt1
= 232 N/mm
2
+ Bánh lớn :
σ
uqt2
= σ
u2
×K
qt
=37,6×2 = 75,2 N/mm
2
σ
uqt2

< [σ]
uqt2
= σ
uqt2
= 192 N/mm
2
11.Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.
Tính theo bảng
]1[
36
23−
ta có:
Tên thông số Công thức Giá trị Đơn vị
Số răng
Z
1
33 răng
Z
2
126 răng
Khoảng cách trục
2
)(
21
mzz
A
×+
=
238,5 mm
Môđun pháp m = m

n
3
Chiều cao răng h = 2,25×m
n
6,75 mm
Chiều cao đỉnh răng h
d
= m 3 mm
Chiều cao chân răng hf = 1,2×m 3,6 mm
Độ hở hướng tâm c = 0,25×m 0,75 mm
Đường kính vòng chia
Bánh nhỏ : d
c1
= m×Z
1
99 mm
Bánh lớn: d
c2
= m×Z
2
378 mm
Đường kính vòng lăn
d
1
= d
c1
99 mm
d
2
= d

c2
378 mm
Đường kính vòng đỉnh
răng
D
e1
= d
c1
+ 2×m 105 mm
D
e2
= d
c2
+ 2×m 384 mm
Đường kính vòng chân
răng
D
i1
= d
c1
- 2×m - 2×c 91,5 mm
D
i2
= d
c2
- 2×m - 2×c 370,5 mm
Góc ăn khớp α
0
20 độ
Đường kính vòng cơ sở

011
cos
α
×=
co
dd
93 mm
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 21 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
011
cos
α
×=
co
dd
355,2 mm
12.Tính lực tác dụng.
- Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần : lực vòng P, lực hướng tâm
P
r
và lực dọc trục P
a
(P
a
=0 vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng).
Áp dụng công thức
]1[
54
493 −
ta có:

N
d
M
P
x
9,3752
36599
1,71055,92
2
6
1
1
1
=
×
×××
=
×
=
- Lực hướng tâm :áp dụng công thức
]1[
54
493 −
ta có:
NtgtgPP
r
1366209,3752
0
011
=×=×=

α
III.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP
CHẬM
1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhanh và cách nhiệt luyện:
Do hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ
rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta chọn
độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB
HB
1
= HB
2
+ (25 ÷ 50)HB
- Tra bảng
]1[
39
63−
ta chọn như sau:
+ Bánh răng nhỏ : thép 45 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn)
+ Bánh răng lớn : thép 35 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn)
- Cơ tính của các loại thép đã chọn : tra bảng
]1[
40
83 −
ta có
+ Bánh răng nhỏ :(Giả sử đường kính phôi 100 ÷ 300 mm)
+ Giới hạn bền kéo :
2
/560 mmN
bk
=

σ
;
+ Giới hạn chảy :
2
/280 mmN
ch
=
σ
;
+ Độ rắn : HB =170 ÷ 220. Ta chọn HB = 190
+ Bánh răng lớn :(Giả sử rằng đường kính phôi 300 ÷ 500 mm)
+ Giới hạn bền kéo :
2
/480 mmN
bk
=
σ
+ Giới hạn chảy :
2
/240 mmN
ch
=
σ
+ Độ rắn : HB = 140 ÷ 190. Ta chọn HB = 160
2.Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép
- Áp dụng công thức
]1[
38
13 −

ta có :
[ ] [ ]
'
N
Notxtx
k×=
σσ

GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 22 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
Trong đó:
+
[ ]
Notx
σ
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ
thuộc vào độ cứng Brinen của vật liệu .(N/mm
2
)
+k
N
’
- Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc
- Tra bảng
]1[
43
93−
ta có :
+ Bánh răng nhỏ :
[ ]

1Notx
σ
= 2,6 HB
+ Bánh răng nhỏ :
[ ]
2Notx
σ
= 2,6 HB
- Áp dụng công thức
]1[
42
23 −
ta có :
6
0
'
td
N
N
N
k =
Trong đó :
+ N
0
- Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Tra bảng
]1[
43
93−
ta có N

0
= 10
7
+ N
td
- Số chu kì tương đương.
Vì bánh răng chịu tải trọng không thay đổi nên ta áp dụng công thức
]1[
42
33−
:
Ta có :N
td
= N = 600 ×u×n×T
Với : n - số vòng quay trong một phút của bánh răng
+ Đối với bánh răng nhỏ : n
1
= 96 Vg/Ph
+ Đối với bánh răng lớn : n
2
= 30,7 Vg/Ph
T - Tổng số giờ làm việc . ta có T = 5×300×6×2 = 18000 giờ
u - số lần ăn khớp của một răng khi bánh quay một vòng. Ta có u = 1
=> ta có số chu kì tương đương của bánh lớn :
N
td2
= 600×1×30,7×18000 = 33,2×10
7
=> Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ :
N

td1
= N
td2
×i
bc
= 33,2×10
7
×3,1 = 102,92×10
7
Ta thấy N
td1
> N
0
và N
td2
> N
0
nên hệ số chu kỳ ứng suất k
N
’
của cả 2 bánh răng đều
bằng 1.
- Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[ ]
1tx
σ
= 2,6×190 = 494 N/mm
2
- Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[ ]

2tx
σ
= 2,6×160 = 416 N/mm
2
b) Ứng suất uốn cho phép
- Vì răng làm việc một mặt (răng quay một chiều) nên áp dụng công thức
]1[
42
53−
Ta có :
[ ]
σσ
σσ
σ
Kn
k
Kn
k
nn
u
×
××÷
=
×
×
=
−
''
1
''

0
)6,14,1(
Trong đó:
+ σ
0
và σ
-1
- Giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng.
Ta có :
bk
σσ
×÷≈
−
)45,04,0(
1
(vì bánh răng bằng thép).
Bánh nhỏ : σ
-1
= 0,43×σ
bk
= 0,43×560 = 240,8 N/mm
2
Bánh lớn : σ
-1
= 0,43×σ
bk
= 0,43×480 = 206,4 N/mm
2
+ n - Hệ số an toàn.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường hoá nên lấy n = 1,5.
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 23 SVTH : Trần Hữu Quyền

Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
+ k
σ
- Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường
hoá nên lấy k
σ
= 1,8
+ k
n
’’
- Hệ số chu kì ứng suất mỏi uốn.Áp dụng công thức
]1[
44
73−
ta có:
m
td
N
N
N
k
0
''
=
. Lấy m ≈ 6 vì thép thường hoá.
N
0
- số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn.lấy N
0
≈ 5×10

6
N
td
-số chu kì tương đương .theo trên ta có:
Bánh nhỏ: N
td1
= 109,92×10
7

Bánh lớn :N
td2
= 33,2×10
7
Vì N
td1
> N
0
và N
td2
> N
0
nên k
n
’’
= 1
-Vậy ta có: Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
[ ]
8,133
8,15,1
18,2405,1

)6,14,1(
''
1
''
0
1
=
×
××
=
×
××÷
=
×
×
=
−
σσ
σσ
σ
Kn
k
Kn
k
nn
u
N/mm
2
Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
[ ]

7,114
8,15,1
14,2065,1
)6,14,1(
''
1
''
0
2
=
×
××
=
×
××÷
=
×
×
=
−
σσ
σσ
σ
Kn
k
Kn
k
nn
u
N/mm

2
3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K. K = (1,3 ÷ 1,5)
- Chọn K = 1,3.
4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.
4,0==
A
b
A
ψ
- Trong đó : A- khoảng cách trục.
b - Chiều dài răng.
5.Xác định khoảng cách trục A.
- Áp dụng công thức
]1[
45
93−
ta có:
[ ]
3
2
2
6
1005,1
)1(
n
NK
i
iA
A
tx

×
×
×








×
×
×±≥
ψσ
mmA 321
7,304,0
85,63,1
1,3416
1005,1
)11,3(
3
2
6
=
×
×
×









×
×
×+≥⇔
(vì bộ truyền ăn khớp ngoài)
Vậy ta chọn A = 322 mm
6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
- Tính vận tốc vòng của bánh răng trụ răng thẳng:áp dụng công thức
]1[
46
173 −
ta có:
( )
1100060
2
100060
111
+××
×××
=
×
××
=
i
nAnd

v
ππ

79,0
)11,3(100060
9632214,32
=
+××
×××
=
m/s (vì bộ truyền
ăn khớp ngoài)
- Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:theo bảng
]1[
46
113−
ta có :
Với v = 0,79 m/s <3 m/s => lấy cấp chính xác 9
7.Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A.
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 24 SVTH : Trần Hữu Quyền
Trường Đại Học Phạm Văn Đồng Đồ án chi tiết máy
- Hệ số tải trọng K : áp dụng công thức
]1[
47
193 −
ta có:
K = K
tt
×K
d

Trong đó: K
tt
- Hệ số tập trung tải trọng.vì bộ truyền có khả năng chạy mòn (HB <350
và v <15 m/s), tải trọng thay đổi ít nên lấy K
tt
= 1.
K
d
- Hệ số tải trọng động.tra bảng
]1[
48
133−
chọn K
d
= 1,1
Vậy ta có : K = 1×1,1 = 1,1
- Ta thấy hệ số tải trọng chính xác K khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ (K=1,3) nên
cần tính lại trị số khoảng cách trục A theo công thức
]1[
49
213 −
:
mm
K
K
AA
boSo
boSo
305
3,1

1,1
322
3
3
≈×=×=
Vậy khoảng cách chính xác trục A = 305 mm
8.Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng.
- Môđun được chọn theo khoảng cách trục A:
Áp dụng công thức
]1[
49
223 −
ta có : m
n
= (0,01 ÷ 0,02)×A = (0,01 ÷ 0,02)×305
= 3,05 ÷ 6,1
Theo tiêu chuẩn bảng
]1[
34
13−
ta lấy m
n
= 5
- Xác định số răng:
+ Số răng bánh nhỏ : áp dụng công thức
]1[
49
243 −
ta có :
)1(

2
1
±×
×
=
im
A
Z
vì bộ truyền ăn khớp ngoài nên ta có :
8,29
)11,3(5
3052
)1(
2
1
=
+×
×
=
+×
×
=
im
A
Z
răng
Vậy lấy Z
1
= 30 răng
+ Số răng bánh lớn :áp dụng công thức

]1[
50
273 −
ta có: Z
2
= i×Z
1
= 3,1×30=93 răng
Vậy lấy Z
2
= 93 răng.
- Chiều rộng bánh răng :
mmAb 1223054,0 =×=×=
ψ
=> Chọn b = 122 mm
9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.
- Áp dụng công thức
]1[
51
333 −
ta có :
[ ]
u
u
bnZmy
NK
σσ
≤
××××
×××

=
2
6
101,19
Trong đó: m - môđun pháp của bánh răng
y - hệ số dạng răng
Z - số răng
n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính
N - công suất
K - hệ số tải trọng
σ
u
- ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ,(N/mm
2
)
[σ]
u
- ứng suất uốn cho phép,(N/mm
2
)
GVHD : Đỗ Minh Tiến Trang 25 SVTH : Trần Hữu Quyền