ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Đề tài:
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
GVHD : Trần Thiên Phúc
SVTH : Trần Văn Linh
MSSV : 20601273
THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH THÁNG 6-2009
SVTH: Trần Văn Linh Page 1
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
MỤC LỤC
Trang
Phần I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN…
I.1 Chọn động cơ điện………………………………………. 3
I.2 Phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động………. 4
Phần II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY………………
II.1 Tính toán bộ truyền đai………………………………… 6
II.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng………………… 9
II.3 Tính toán thiết kế trục……………………………………. 17
II.4 Chọn ổ lăn……………………………………………… 27
II.5 Tính toán thiết kế then …………………… … … … … 30
II.6 Chọn nối trục đàn hồi ……………………………… 32
II.7 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc …………………………. … 33
II.8 Các chi tiết phụ ……………………………… … … 34
Phần III: CHỌN DẦU BÔI TRƠN, BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

III.1 Chọn dầu bôi trơn …………………………… … … 36
III.2 Dung sai lắp ghép ……………………………… … … 36
Tài liệu tham khảo ……………………………… … ……. …… 39
SVTH: Trần Văn Linh Page 2
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN
I.1 Chọn động cơ điện
1. Xác định công suất động cơ
+ Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta coi động cơ làm việc với công suất
tương đương không đổi

2
3
1
ax
3
1
i
i
i
m
td t
i
i
T
t
T
P P
t

=
=
 
 ÷
 
=
∑
∑
Với
2000.1,1
2,2
1000 1000
t
Fv
P kW
= = =
là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài lên trục máy công tác

2 2 2
1 .60 0,75 .12 0,9 .12
2,2 2,1
60 12 12
td
P kW
+ +
= =
+ +
+ Công suất cần thiết trên động cơ

td

ct
P
P
η
∑
=
Với
. . .
k m
K br ol d
η η η η η
∑
=
hiệu suất chung của hệ dẫn động
Trong đó: k = 2 – số cặp bánh răng
m = 4 – số cặp ổ lăn
Tra bảng 2.3 ta có:
0,99
K
η
=
: hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi
0,97
br
η
=
: hiệu suất của một cặp bánh răng
0,99
ol
η

=
: hiệu suất của một cặp ổ lăn
0,95
d
η
=
: hiệu suất của bộ truyền đai

2 4
0,99.0,97 .0,99 .0,95 0,85
η
∑
= =
Vậy
2,1
2,47
0,84
td
ct
P
P kW
η
∑
= = =
2. Xác định số vòng quay sơ bộ
+ Số vòng quay của trục máy công tác

( )
4 4
6.10 . 6.10 .1,1

66,67 /
. 9.110
lv
c
v
n v p
z p
= = =
SVTH: Trần Văn Linh Page 3
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
+ Tỉ số truyền chung sơ bộ
.
d hgt
u u u
∑
=
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của bộ truyền đai u
đ
= 2,2
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trụ u
hgt
=10

. 2,2.10 22
d hgt
u u u
∑
= = =
+ Số vòng quay sơ bộ của động cơ
( )

. 22.66,67 1466,7 /
sb lv
n n n v p
∑
= = =
+ Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
n
đb
= 1500 v/p
3. Chọn động cơ
Theo bảng P1.2 phụ lục với P
ct
= 2,47kW và n
đb
= 1500 v/p ta chọn động cơ
DK.42-4 có P
đc
= 2,8 kW và n
đc
= 1420 v/p
I.2 Phân phối tỉ số truyền
1. Phân phối tỉ số truyền
+ Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động
1420
21,3
66,67
dc
lv
n
u

n
∑
= = =
+
.
d hgt
u u u
∑
=
Tra bảng 2.4 ta chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai u
đ
= 2,2
Suy ra tỉ số truyền của hộp giảm tốc
21,3
9,68
2,2
hgt
d
u
u
u
∑
= = =
+ Phân phối tỉ số truyền để đảm bảo yêu cầu bôi trơn ngâm dầu tự nhiên
Ta có:
1 2
.
hgt
u u u
=

Do là hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục nên ta có thể phân u
hgt
theo
công thức
1 2
9,68 3,1
hgt
u u u
= = = =
+ Tính lại giá trị u
đ
theo u
i
trong hộp giảm tốc
1 2
21,3
2,2
. 3,1.3,1
d
u
u
u u
∑
= = =
SVTH: Trần Văn Linh Page 4
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
2. Xác định công suất động cơ, momen và số vòng quay

2 2
1

2
6
2,2
2,27
0,99 .0,99
2,27
2,36
0,99.0,97
2,36
2,46
0,99.0,97
1420
645,5( / )
2,2
645,5
208,2( / )
3,1
208,2
67,2( / )
3,1
9,55.10 .
lv
III
ol K
III
II
ol br
II
I
ol br

dc
I
d
I
II
II
III
i
P
P kW
P
P kW
P
P kW
n
n v p
u
n
n v p
u
n
n v p
u
P
T
η η
η η
η η
= = =
= = =

= = =
= = =
= = =
= = =
=
i
i
n
3. Theo các thông số vừa chọn ta có bảng đặc tính kỹ thuật sau:
Trục
Thông số
Động cơ I II III
Công suất P(kW) 2,47 2,46 2,36 2,27
Tỉ số truyền u 2,2 3,1 3,1
Số vòng quay n(v/p) 1420 645,5 208,2 67,2
Momen xoắn T(Nmm) 16612 36395 108252 322597
SVTH: Trần Văn Linh Page 5
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
II.1 Thiết kế bộ truyền đai thang
Số liệu:
• Công suất: P
ct
= 2,47 kW
• Số vòng quay n
1
= n
đc
=1420 v/p
• Tỉ số truyền n

đ
=2,2
• Điều kiện làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
Tính toán thiết kế:
1. Chọn loại đai và tiết diện đai
Theo hình 4.1 với P =2,47 kW, n
1
= 1420 v/p, ta chọn đai loại A có các thông
số là
b
t
= 11 mm ; b =13 mm
h = 8 mm ; y
0
=2,8 mm
A = 81 mm
2
; d
1
= 100 ÷ 200 mm
L =560 ÷ 4000mm
2. Đường kính bánh đai nhỏ
d
1
= 1,2d
min
= 1,2.100 = 120 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d
1
= 125 mm

3. Vận tốc đai

1 1
4 4
.125.1420
9,29( / )
6.10 6.10
d n
v m s
π π
= = =
4. Đường kính bánh đai lớn
d
2
= ud
1
(1-ε) = 2,2.125.(1-0,01) = 272,25 mm
Với ε = 0,01 : hệ số trượt tương đối
Theo tiêu chuẩn ta chọn d
2
= 280 mm
5. Tỷ số truyền
2
1
280
2,26
(1 ) 120(1 0,01)
d
u
d

ε
= = =
− −
Sai lệch so với giá trị chọn trước 2,73%
6. Khoảng cách trục

1 2 1 2
0,55( ) 2( )
0,55(125 280) 8 2(125 280)
d d h a d d
a
+ + ≤ ≤ +
+ + ≤ ≤ +

230,75 810a
≤ ≤
Chọn sơ bộ a = 1,2d
2
= 1,2.280 = 336 mm
SVTH: Trần Văn Linh Page 6
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
7. Chiều dài đai

2
2 1 2 1
( ) ( )
2
2 4
d d d d
L a

a
π
+ −
= + +

2
(125 280) (280 125)
2.336 1326
2 4.336
mm
π
+ −
= + + =
Theo bảng 4.13 ta chọn L = 1400 mm = 1,4 m
8. Số vòng chạy của đai trong 1s

1 1
9,29
6,636 [ ] 10
1,4
v
i s i s
L
− −
= = = < =
Do đó điều kiện được thỏa
9. Tính lại khoảng cách trục a

2 2
8

4
k k
a
+ − ∆
=
Trong đó:

1 2
125 280
1400 763,8
2 2
d d
k L mm
π π
+ +
= − = − =

2 1
280 125
77,5
2 2
d d
mm
− −
∆ = = =

2 2
763,8 763,8 8.77,5
374
4

a mm
+ −
= =
Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép
10. Góc ôm α
1
trên bánh đai nhỏ

0
2 1
1
280 125
180 57 180 157 156,4 2,73
374
d d
rad
a
α
− −
= − = − = =
11. Số dây đai z

1
0
[ ]
u L z r v
P
z
P C C C C C C
α

≥
Với:
Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai

1
110
1,24(1 ) 0,94C e
α
α
−
= − =
Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc

2 2
1 0,05(0,01 1) 1 0,05(0,01.9,29 1) 1,007
v
C v= − − = − − =
Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền u
C
u
=1,13 (vì u = 2,2)
Hệ số xét đến ảnh hưởng của số dây đai
C
z
= 1
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng
C
r
= 0,7 ( va đập nhẹ)
SVTH: Trần Văn Linh Page 7

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai

6
6
0
1400
0,97
1700
L
L
C
L
= = =
Từ bảng 4.19 với d
1
= 125 mm, đai loại A, v =9,29 m/s ta chọn [P
0
] = 2 kW
Vậy
2,47
1,7
2.0,94.1,13.0,97.1.0,7.1,007
z ≥ =
Ta chọn z = 2 đai
12. Chiều rộng bánh đai
B = (z-1)t + 2e = (2-1)15 + 2.10 = 35 mm
13. Đường kính ngoài bánh đai
Bánh đai nhỏ
d

a1
= d
1
+ 2h
0
= 120 + 2.3,3 = 126,6 mm
Bánh đai lớn
d
a2
= d
2
+ 2h
0
=280 + 2.3,3 = 286,6 mm
14. Lực căng ban đầu

1
0
780
d
v
PK
F F
vC z
α
= +
Với F
v
= q
m

.v
2
= 0,105. 9,29
2
= 9,062N
Theo bảng 4.7: K
đ
= 1,25

0
780.2,47.1, 25
9,062 147
9,29.0,94.2
F N= + =
15. Lực tác dụng lên trục

1
0
156,4
2 sin 2.147.2.sin 575,6
2 2
r
F F z N
α
= = =
SVTH: Trần Văn Linh Page 8
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
II.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng
Số liệu:
• Chế độ làm việc:

• Thời gian phục vụ 7 năm, 1 năm làm việc 300 ngày, ngày làm việc hai
ca, 1 ca làm việc 8 giờ, tải va đập nhẹ
• Chế độ tải:
T
1
= T ; T
2
= 0,75T ; T
3
= 0,9T
t
1
= 60s ; t
2
= 12s ; t
3
= 12s
A. Chọn vật liệu và tính ứng suất cho phép
1. Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau
Bánh nhỏ:
Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241÷285, σ
b1
= 850MPa , σ
ch
= 580MPa
Bánh lớn:
Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192÷240, σ
b2

= 750MPa , σ
ch
= 450MPa
2. Xác định ứng suất cho phép
a. Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
= 245
độ rắn bánh lớn HB
2
= 230
Theo bảng 6.2 giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng

0
lim
2 70
H
HB
σ
= +

0
lim1 1
0
lim2 2
2 70 2.245 70 560
2 70 2.230 70 530
H
H
HB MPa
HB MPa

σ
σ
= + = + =
= + = + =
S
H
= 1,1

0
lim
0
lim1 1
0
lim2 2
1,8
1,8 1,8.245 441
1,8 1,8.230 414
1,75
F
F
F
F
HB
HB MPa
HB MPa
S
σ
σ
σ
=

= = =
= = =
=
b. Số chu ki làm việc cơ sở
Theo (6.5) N
HO
= 30HB
2,4
N
HO1
= 30.245
2,4
= 1,626.10
7
chu kì
N
HO2
= 30.230
2,4
= 1,397.10
7
chu kì
N
FO1
= N
FO2
= 4.10
6
chu kì
SVTH: Trần Văn Linh Page 9

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
. Số chu kì làm việc tương đương

3
ax
ax
60
60
F
i
HE i i
m
m
i
FE i i
m
T
N c n t
T
T
N c n t
T
 
=
 ÷
 
 
=
 ÷
 

∑
∑
Thời gian phục vụ
L
h
= 7.300.8.2 = 33600 giờ
c = 1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
+
3 3 3
1 1
60 0,75 12 0,9 12
60
84 84 84
HE h
T T T
N cn L
T T T
 
     
= + +
 
 ÷  ÷  ÷
     
 
 

3 3 3 7
60 12 12
60.1.208,2.33600 1 0,75 0,9 36,88.10
84 84 84

 
= + + =
 ÷
 
chu kì
Tương tự N
HE2
= 11,9 chu kì
Vì N
HE1
> N
HO1
nên K
HL1
= 1
N
HE2
> N
HO2
nên K
HL2
=1
+
6 6 6
1 1
60 0,75 12 0,9 12
60
84 84 84
FE h
T T T

N cn L
T T T
 
     
= + +
 
 ÷  ÷  ÷
     
 
 

6 6 6 7
60 12 12
60.1.208,2.33600 1 0,75 0,9 34,23.10
84 84 84
 
= + + =
 ÷
 
chu kì
Tương tự N
FE2
= 11,04.10
7
chu kì
Vì N
FE1
> N
FO1
nên K

FL1
= 1
N
FE2
> N
FO2
nên K
FL2
= 1
d. Ứng suất cho phép được xác định sơ bộ

[ ]
0
lim
HL
H H
H
K
S
σ σ
=

[ ]
0
1
1 lim1
1
560 509,1
1,1
HL

H H
H
K
MPa
S
σ σ
= = =

[ ]
0
2
lim2
1
2 530 481,8
1,1
HL
H
H
K
MPa
S
σ σ
= = =
Cả cấp nhanh và cấp chậm đều dùng bánh răng trụ răng thẳng nên ta chọn ứng
suất tiếp xúc cho phép
[σ
H
] = [σ
H2
] = 481,8 MPa

e. Ứng suất uốn cho phép

[ ]
0
lim
FC FL
F F
F
K K
S
σ σ
=

[ ]
0
1
1 lim1
1.1
441 252
1,75
FC FL
F F
F
K K
MPa
S
σ σ
= = =
SVTH: Trần Văn Linh Page 10
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc

[ ]
0
2
2 lim2
1.1
414 236,5
1,75
FC FL
F F
F
K K
MPa
S
σ σ
= = =
f. Ứng suất quá tải cho phép
[σ
H
]
max
= 2,8σ
ch2
= 2,8.450 = 1280 MPa
[σ
F1
]
max
= 0,8σ
ch1

= 0,8.580 = 464 MPa
[σ
F2
]
max
= 0,8σ
ch2
= 0,8.450 = 360 MPa
B. Tính toán cấp chậm:
Số liệu:
• Công suất: P
1
= P
II
= 2,36 kW
• Số vòng quay: n
1
= n
II
= 208,2 v/p
• Momen xoắn: T
1
= T
II
= 108252 Nmm
• Tỉ số truyền: u = 3,1
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

[ ]
1

3
w
2
( 1)
H
a
h ba
T K
a K u
u
β
σ ψ
= +
Với K
a
= 49,5
Ψ
ba
=0,3 : hệ số chiều rộng vành răng
Ψ
bd
= 0,53 Ψ
ba
(u+1) = 0,53.0,3(3,1+1) = 0,65
Từ đó chọn K
Hβ
= 1,06 (bảng 6.7)
[σ
H
] = 481,8 MPa

3
w
2
108252.1,06
49,5(3,1 1) 164,4
481,8 .0,3.3,1
a mm
= + =
Chọn a
w
= 165 mm
2. Xác định các thông số ăn khớp
+ Modun m
Theo (6.17) m = (0,01÷0,02)a
w
= (0,01÷0,02)165 = 1,65÷3,3
Theo bảng 6.8 chọn m = 2,5
+ Số răng z
1
, z
2

w
1
2
2.165
32,2
( 1) 2,5(3,1 1)
a

z
m u
= = =
+ +
Chọn z
1
= 32 răng
Tổng số răng
w
1 2
2
2.165
132
2,5
a
z z
m
+ = = =
Suy ra z
2
= 132 – z
1
=132 – 32 = 100 răng
3. Tỉ số truyền thực

2
1
100
3,125
32

z
u
z
= = =
Sai lệch so với trước 0,8%
4. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
SVTH: Trần Văn Linh Page 11
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
+ Đường kính vòng chia
d
1
= z
1
m = 32.2,5 = 80 mm
d
2
= z
2
m = 100.2,5 = 250 mm
+ Đường kính vòng đỉnh
d
a1
= d
1
+ 2m = 80 + 2.2,5 = 85 mm
d
a2
= d
2
+ 2m = 250+ 2.2,5 = 255 mm

+ Đường kính vòng đáy
d
f1
= d
1
– 2,5m = 80 – 2,5.2,5 = 73,75 mm
d
f2
= d
2
– 2,5m = 250 – 2,5.2,5 = 243,75 mm
+ Khoảng cách trục

1
w
(1 ) 2,5.32(1 3,125)
165
2 2
mz u
a mm
+ +
= = =
+ Chiều rộng vành răng
B
w
= ψ
ba
a
w
= 0,3.165 = 49,5 mm

+ Vận tốc vòng bánh răng

1 1
4 4
.80.208,2
0,87 /
6.10 6.10
d n
v m s
π π
= = =
Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác 9 với v < 2 m/s
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
1
w1 w
2 ( 1)
M H
H
H
Z Z Z
T K u
d b u
ε
σ
+
=
+ Z
M
= 274 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp(bảng 6.5)
+ Z

H
= 1,76 : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ( bảng 6.1)
+ Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

4
3
Z
α
ε
ε
−
=
Với
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 1,88 3, 2 1,748
32 100z z
α
ε
 
 
= − + = − + =
 ÷
 ÷
 
 

4 1,748

0,866
3
Z
ε
−
= =
+ K
H
: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
• K
Hβ
= 1,05 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng
răng
• K
Hα
= 1 (bánh răng trụ răng thẳng)
• K
Hv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

w w1
1

1
2
H
Hv
H H
v b d
K
T K K
α β
= +

w
0
165
0,004.73.0,87 1,846
3,125
H H
a
v g v
u
δ
= = =
SVTH: Trần Văn Linh Page 12
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc

1,846.49,5.80
1 1,032
2.108252.1.1,05
Hv
K

= + =
Suy ra K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
= 1,05.1.1,032 =1,0836
Vậy
274.1,76.0,866 2.108252.1,0836(3,125 1)
413
80 49,5.3,125
H
MPa
σ
+
= =
σ
H
= 413 MPa < [σ
H
] = 481,8 MPa
do đó độ bền tiếp xúc được thỏa mãn
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
1 1
1
1
2

2 1
1
2
F F
F
w w
F
F F
F
T K Y Y Y
b d m
Y
Y
ε β
σ
σ σ
=
=
+ Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1 1
0,572
1,748
Y
ε
α
ε
= = =
+ Y

β
= 1 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
+ Y
F
: hệ số dạng răng
1
1
2
2
13,2 13,2
3,47 3,47 3,8825
32
13,2 13,2
3,47 3,47 3,602
100
F
F
Y
z
Y
z
= + = + =
= + = + =
+ K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
F
= K
Fβ

.K
Fα
K
Fv
• K
Fβ
= 1,12 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn
• K
Fα
= 1 ( bánh răng thẳng)
• K
Fv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn
w w1
1
1
2
F
Fv
F F
v b d
K
T K K
β α
= +
Với
w
165

0,011.73.0,87 5,076
3,125
F F o
a
v g v
u
δ
= = =
Do đó
5,076.49,5.80
1 1,083
2.108252.1,12.1
Fv
K = + =
Suy ra K
F
= K
Fβ
.K
Fα
K
Fv
= 1,12.1.1,083 = 1,213
Vậy
1 1
1
1
2
2.108252.1,213.0,572.1.3,8825
58,9

49,5.80.2,5
F F
F
w w
T K Y Y Y
MPa
b d m
ε β
σ
= = =
SVTH: Trần Văn Linh Page 13
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
2
2 1
1
3,602
58,9. 54,64
3,8825
F
F F
F
Y
MPa
Y
σ σ
= = =
σ
F1
< [σ
F1

] = 252 MPa
σ
F2
< [σ
F2
] = 236,5 MPa
Vậy độ bền uốn được thỏa
7. Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm
• Khoảng cách trục : a
w
= 165 mm
• Modun: m =2,5
• Chiều rộng vành răng: b
w
= 49,5 mm
• Tỉ số truyền: u = 3,125
• Số răng: z
1
= 32 răng ; z
2
= 100
• Đường kính vòng chia: d
1
= 80 mm ; d
2
= 250 mm
• Đường kính vòng đỉnh: d
a1
= 85 mm; d
a2

= 255 mm
• Đường kính vòng đáy: d
f1
= 73,75 mm; d
f2
= 243,75 mm
C. Tính toán cấp nhanh
Số liệu:
• Công suất P
1
= P
I
= 2,46 kW
• Số vòng quay n
1
= n
I
= 645,5 v/p
• Momen xoắn T
1
= T
I
= 36395 Nmm
• Tỉ số truyền u = 3,1
Do là hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục nên các thông số và kích
thước của bộ truyền cấp nhanh giống bộ truyền cấp chậm, chỉ khác chiều rộng
vành răng
• Khoảng cách trục :
âm
w w

165
nhanh ch
a a mm= =

• Modun: m =2,5
• Tỉ số truyền: u = 3,125
• Số răng: z
1
= 32 răng ; z
2
= 100
• Đường kính vòng chia: d
1
= 80 mm ; d
2
= 250 mm
• Đường kính vòng đỉnh: d
a1
= 85 mm; d
a2
= 255 mm
• Đường kính vòng đáy: d
f1
= 73,75 mm; d
f2
= 243,75 mm
1. Chiều rộng vành răng
b
w
= ψ

ba
.a
w
với ψ
ba
: hệ số chiều rộng vành răng
Từ công thức tính khoảng cách trục:
[ ]
1
3
w
2
49,5( 1)
H
h ba
T K
a u
u
β
σ ψ
= +
Suy ra:
( )
[ ]
3
1
2
2
w
.

49,5 1
49,5(3,125 1) 1,1.36395
. 0,105
165 481,8 .3,125
H
ba
H
K T
u
a
u
β
ψ
σ
+ 
+
 
= = =
 
 
 
 
SVTH: Trần Văn Linh Page 14
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
Chọn ψ
ba
= 0,15
Chiều rộng vành răng b
w
= ψ

ba
.a
w
= 0,15.165 = 25 mm
Vận tốc vòng bánh răng
1 1
4 4
.80.645,5
2,7 /
6.10 6.10
d n
v m s
π π
= = =
Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác 8 với v<6 m/s
2. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
1
w1 w
2 ( 1)
M H
H
H
Z Z Z
T K u
d b u
ε
σ
+
=
+ Z

M
= 274 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp(bảng 6.5)
+ Z
H
= 1,76 : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ( bảng 6.1)
+ Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

4
3
Z
α
ε
ε
−
=
Với
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 1,88 3, 2 1,748
32 100z z
α
ε
 
 
= − + = − + =
 ÷
 ÷
 

 

4 1,748
0,866
3
Z
ε
−
= =
+ K
H
: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
• K
Hβ
= 1,02 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng
răng
• K
Hα
= 1 (bánh răng trụ răng thẳng)
• K
Hv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

w w1
1
1
2
H
Hv
H H
v b d
K
T K K
α β
= +

w
0
165
0,004.56.2,7 4,395
3,125
H H
a
v g v
u
δ
= = =

4,395.25.80
1 1,118
2.36395.1.1,02
Hv

K
= + =
Suy ra K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
= 1,02.1.1,118 =1,14
Vậy
274.1,76.0,866 2.36395.1,14(3,125 1)
345,5
80 25.3,125
H
MPa
σ
+
= =
σ
H
= 345,5 MPa < [σ
H
] = 481,8 MPa
do đó độ bền tiếp xúc được thỏa mãn
SVTH: Trần Văn Linh Page 15
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
1 1

1
1
2
2 1
1
2
F F
F
w w
F
F F
F
T K Y Y Y
b d m
Y
Y
ε β
σ
σ σ
=
=
+ Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1 1
0,572
1,748
Y
ε
α

ε
= = =
+ Y
β
= 1 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
+ Y
F
: hệ số dạng răng
1
1
2
2
13,2 13,2
3,47 3,47 3,8825
32
13,2 13,2
3,47 3,47 3,602
100
F
F
Y
z
Y
z
= + = + =
= + = + =
+ K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
K

F
= K
Fβ
.K
Fα
K
Fv
• K
Fβ
= 1,05 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn
• K
Fα
= 1 ( bánh răng thẳng)
• K
Fv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn
w w1
1
1
2
F
Fv
F F
v b d
K
T K K
β α
= +

Với
w
165
0,011.56.2,7 12,08
3,125
F F o
a
v g v
u
δ
= = =
Do đó
12,08.25.80
1 1,316
2.36395.1,05.1
Fv
K = + =
Suy ra K
F
= K
Fβ
.K
Fα
K
Fv
= 1,05.1.1,316= 1,382
Vậy
1 1
1
1

2
2.36395.1,382.0,572.1.3,8825
44,7
25.80.2,5
F F
F
w w
T K Y Y Y
MPa
b d m
ε β
σ
= = =
2
2 1
1
3,602
44,7. 41,5
3,8825
F
F F
F
Y
MPa
Y
σ σ
= = =
σ
F1
< [σ

F1
] = 252 MPa
σ
F2
< [σ
F2
] = 236,5 MPa
Vậy độ bền uốn được thỏa
SVTH: Trần Văn Linh Page 16
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
II.3 Thiết kế trục
1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có σ
b
= 750 MPa, ứng suất xoắn cho
phép [τ] = 15÷30 MPa
2. Xác định sơ bộ trục:
3
0,2[ ]
k
k
T
d
τ
≥
Với T
k
: momen xoắn đối với trục thứ k, k = 1;2;3
Ta có:
T

I
= 36395
T
II
= 108252
T
III
= 322597
Từ đó ta tính được đường kính sơ bộ các trục
d
I
= 25 mm d
II
= 30 mm d
III
= 40 mm
3. Xác định sơ bộ bề rộng ổ lăn
Tra bảng 10.2 bề rộng ổ lăn
d
I
= 25 mm → b
0I
= 17 mm
d
II
= 30 mm → b
0II
= 19 mm
d
III

= 40 mm → b
0III
= 23 mm
4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
+ Chiều dài mayơ bánh răng trụ: l
m
= (1,2÷1,5)d
l
mki
: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ I trên trục k (i=2;3 k=1;2;3)
l
m13
= l
m22
= 40 mm
l
m23
= l
m32
= 50 mm
+ Chiều dài mayo bánh đai
l
m12
= (1,2÷1,5)d
I
= 34 mm
+ Chiều dài mayo nửa khớp nối trục đàn hồi
L
m33
= (1,4÷2,5)d

III
= 80 mm
+ Tra bảng 10.3 chọn các giá trị
k = 10 : khoảng cách từ bề mặt chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay
k = 10 : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp
k = 15 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
h = 15 : chiều cao nắp ổ và đầu bulong
+ Khoảng congxon trên trục thứ k tính từ chi tiết quay thứ i ở ngoài hộp giảm
tốc đến gối đỡ
l
c12
= 0,5(l
m12
+ b
0I
) + k
3
+ h
n
= 0,5(34+17) +15+15 = 55,5 mm
l
c33
= 0,5(l
m33
+ b
0III
)+ k
3
+ h

n
= 0,5(80+23) +15+15 = 81,5 mm
+ l
ki
: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k
SVTH: Trần Văn Linh Page 17
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
• Trục I :
l
12
= l
c12
= 55,5 mm
l
13
= 0,5(l
m13
+ b
0I
)+ k
1
+k
2
= 0,5(40+17)+10+10 = 48,5 mm
l
11
= 2l
13
= 2.48,5 = 97 mm
• Trục II :

l
22
= 0,5(l
m22
+ b
0II
) +k
1
+k
2
= 0,5(40+19)+10+10 = 49,5
l
23
= l
11
+l
32
+ k
1
+ 0,5(b
0I
+b
0III
) = 97+56,5+10+0,5(17+23) = 183,5mm
l
21
= l
23
+ l
32

= 183,5+56,5 = 240 mm
• Trục III :
l
32
= 0,5(l
m32
+ b
0III
) +k
1
+k
2
= 0,5(50+23) +10+10 = 56,5 mm
l
31
= 2l
32
= 2.56,5 = 113 mm
l
33
= l
31
+ l
c33
= 113 + 81,5 = 194,5 mm
5. Xác định lực tác dụng của bộ truyền lên trục và đường kính trục
a. Trục I : Chọn hệ trục tọa độ Oxyz như hình vẽ
+ Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ
1
13 13

w1
0
13 13 13 w
2 2.36395
910
80
. 910. 20 331
x t
y r t
T
F F N
d
F F F tg tg N
α
= = = =
= = = =
+ Lực tác dụng từ bộ truyền đai
12
576
y r
F F N
= =
+ Trong mp(Oyz) :
12 10 13 11
13 10 12
0
/1 48,5 97 152,5 0
y y y y y
y y y
F F F F F

M F F F
∑ = − − + =


∑ = − − + =


10
11
740
495
y
y
F N
F N
=


=

+ Trong mp(Oxz) :

10 13 11
13 10
0
/1 48,5 97 0
x x x x
x x
F F F F
M F F

∑ = − + − =


∑ = − =


11
10
455
455
x
x
F N
F N
=


=


SVTH: Trần Văn Linh Page 18
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
* Biểu đồ momen trục I:
+Momen uốn tổng tại các tiết diện j trên chiều dài trục
SVTH: Trần Văn Linh Page 19
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
2 2
yj
11 12
2 2

10 10 10
2 2 2 2
13 13 13
0
31968
24008 22068 30610
j xj
x y x
x y
M M M
M M
M M M M Nmm
M M M Nmm
= +
= =
= + = =
= + = + =
+ Momen tương đương tại các tiết diện j
2 2
11
2 2 2
12 12 12 12
2 2 2 2
10 10 10
2 2 2 2
13 13 13
0,75
0
0,75 0,75 31519
0,75 31968 0,75.36395 44893

0,75 30610 0,75.36395 43937
tdj j j
td
td
td
td
M M T
M
M M T T Nmm
M M T Nmm
M M T Nmm
= +
=
= + = =
= + = + =
= + = + =
+ Đường kính trục tại các tiết diện j
3
0,1[ ]
tdj
j
M
d
σ
≥
Với [σ] = 63 MPa : ứng suất cho phép của thép chế tạo trục ( bảng 10.5)
•
10
3
3

10
44893
19,2
0,1[ ] 0,1.63
td
M
d mm
σ
≥ = =
Suy ra d
11
= d
10
= 20 mm
•
12
3
3
12
31519
17,1
0,1[ ] 0,1.63
td
M
d mm
σ
≥ = =
Chọn d
12
= 18 mm

•
13
3
3
13
43937
19,1
0,1[ ] 0,1.63
td
M
d mm
σ
≥ = =
Chọn d
13
= 25 mm
b. Trục II: Chọn hệ trục Oxyz như hình vẽ
+ Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ
2
22 22
w2
0
22 22 22 w
2 2.108252
866
250
. 866. 20 315
x t
y r t
T

F F N
d
F F F tg tg N
α
= = = =
= = = =
2
23 23
w2
0
23 23 23 w
2 2.108252
2706
80
. 2706. 20 985
x t
y r t
T
F F N
d
F F F tg tg N
α
= = = =
= = = =
+ Trong mp(Oyz):
21 23 22 20
23 22 20
0
/1 56,5 190,5 240 0
y y y y y

y y y
F F F F F
M F F F
∑ = − + + − =


∑ = + − =

SVTH: Trần Văn Linh Page 20
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
20
21
482
818
y
y
F N
F N
=


=

+ Trong mp(Oxz):
21 23 22 20
23 22 20
0
/1 56,5 190,5 240 0
x x x x x
x x x

F F F F F
M F F F
∑ = − + − + =


∑ = − + =

=>
20
21
50,3
1891
x
x
F N
F N
=


=

* Biểu đồ momen trục II
SVTH: Trần Văn Linh Page 21
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
+ Momen uốn tổng:
2 2
yj
20 21
2 2 2 2
22 22 22

2 2 2 2
23 23 23
0
23859 2490 23989
46228 106819 116393
j xj
x y
x y
M M M
M M
M M M Nmm
M M M Nmm
= +
= =
= + = + =
= + = + =
+ Momen tương đương:
2 2
20 21
2 2 2 2
22 22 22
2 2 2 2
23 23 23
0,75
0
0,75 23989 0,75.108252 96770
0,75 116393 0,75.108252 149453
tdj j j
td td
td

td
M M T
M M
M M T Nmm
M M T Nmm
= +
= =
= + = + =
= + = + =
+ Đường kính trục tại các tiết diện j:
3
0,1[ ]
tdj
j
M
d
σ
≥
•
22
3
3
12
96770
24,86
0,1[ ] 0,1.63
td
M
d mm
σ

≥ = =
Chọn d
22
= 30 mm
•
23
3
3
23
149453
28,7
0,1[ ] 0,1.63
td
M
d mm
σ
≥ = =
Chọn d
22
= 30 mm
• Chọn d
20
= d
21
= 25 mm
c. Trục III: Chọn hệ trục Oxyz như hình vẽ
+ Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ
3
32 32
w3

0
32 32 32 w
2
2.322597
2581
250
. 2581. 20 939
x t
y r t
T
F F N
d
F F F tg tg N
α
= = = =
= = = =
+ Lực tác dụng từ khớp nối trục hướng theo phương x và bằng:
3
33
0
2
(0,2 0,3)
x
T
F
D
= ÷
Với D
0
= 110 mm : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trụ vòng

đàn hồi ( bảng 16.10)
33
2.322597
(0,2 0,3) 1466
110
x
F N= ÷ =
+ Trong mp(Oyz):
31 32 30
32 30
0
/1 56,5 113 0
y y y y
y y
F F F F
M F F
∑ = − + =


∑ = − + =

=>
30
31
470
470
y
y
F N
F N

=


=

+ Trong mp(Oxz):
SVTH: Trần Văn Linh Page 22
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
33 31 32 30
33 32 30
0
/1 81,5 56,5 113 0
x x x x x
x x x
F F F F F
M F F F
∑ = − − + =


∑ = − − + =

=>
30
31
2348
1234
x
x
F N
F N

=


=


* Biểu đồ momen trục III:
SVTH: Trần Văn Linh Page 23
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
+ Momen uốn tổng:
2 2
yj
30 33
31
2 2 2 2
32 32 32
0
119511,6
26532,4 132662 135289
j xj
y
x y
M M M
M M
M M Nmm
M M M Nmm
= +
= =
= =
= + = + =

+ Momen tương đương:
2 2
30
2 2 2 2
31 31 31
2 2 2 2
32 32 32
33
0,75
0
0,75 119511,6 0,75.322597 303866
0,75 135289 0,75.322597 310411
0,75 322597 0,75 279377
tdj j j
td
td
td
td z
M M T
M
M M T Nmm
M M T Nmm
M M Nmm
= +
=
= + = + =
= + = + =
= = =
+ Đường kính trục tại các tiết diện j:
3

0,1[ ]
tdj
j
M
d
σ
≥
•
31
3
3
31
303866
36,4
0,1[ ] 0,1.63
td
M
d mm
σ
≥ = =
Chọn d
31
= d
30
= 40 mm
•
32
3
3
32

310411
36,66
0,1[ ] 0,1.63
td
M
d mm
σ
≥ = =
Chọn d
32
= 45 mm
•
33
3
3
33
279377
35,4
0,1[ ] 0,1.63
td
M
d mm
σ
≥ = =
Chọn d
33
= 36 mm
6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
a. Với thép C45 có σ
b

= 750 MPa, σ
ch
= 450 MPa
σ
-1
= 0,436σ
b
= 0,436.750 = 327 MPa
τ
-1
= 0,58σ
-1
= 0,58.327 = 190 MPa
Theo bảng 10.7 ta có hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ
bền mỏi ψ
σ
= 0,1 ; ψ
τ
= 0,05
b. Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối
xứng, do đó:
max
0;
j
mj aj j
j
M
W
σ σ σ
= = =

Vì trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó:
max
2 2
j j
mj aj
oj
T
W
τ
τ τ
= = =
c. Xác định hệ số an toàn
SVTH: Trần Văn Linh Page 24
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Trần Thiên Phúc
2 2
.
[ ]
j j
j
j j
s s
s s
s s
σ τ
σ τ
= ≥
+
[s] = 1,5 ÷ 2,5 : hệ số an toàn cho phép
s
σj

, s
τj
: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại j
1 1
aj
. . .
j
dj aj mj dj
s
K K
σ
σ σ σ
σ σ
σ ψ σ σ
− −
= =
+

1
. .
j
dj aj mj
s
K
τ
τ τ
τ
τ ψ τ
−
=

+
d. Chọn lắp ghép
Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6, kết
hợp với lắp then.
Kích thước then ( bảng 9.1), trị số của momen cản uốn và momen cản xoắn
(bảng 10.6) ứng với các tiết diện trục như sau:
Tiết diện Đkính trục bxh t
1
W(mm
3
) W
0
(mm
3
)
12 18 6x6 3,5 450 1023
13 25 8x7 4 1252 2786
22 30 8x7 4 2290 4941
23 30 8x7 4 2290 4941
32 45 14x9 5,5 7611 16557
33 36 10x8 5 4671 10058
e. Các hệ số K
σdj
; K
τdj
1
x
dj
y
K

K
K
K
σ
σ
σ
ε
 
+ −
 ÷
 
=
1
x
dj
y
K
K
K
K
τ
τ
τ
ε
 
+ −
 ÷
 
=
- Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu

cầu đạt độ nhẵn bề mặt R
a
= 2,5 ÷ 0,63 μm
- Do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K
x
=
1,09
- Dùng phương pháp thấm cacbon ta có hệ số tăng bền K
y
= 1,9
- Theo bảng 10.12, khi dung dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại
rãnh then ứng với vật liệu có σ
b
= 750MPa là K
σ
= 1,95 ; K
τ
= 1,8
- Hệ số kích thước ε
σ
và ε
τ
tra bảng 10.10: suy ra
à
K K
v
σ τ
σ τ
ε ε
- g. Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của 3 trục

Tiết
diện
d
mm
ε
σ
ε
τ
K
σ
σ
ε
K
τ
τ
ε
K
σd
K
τd
s
σ
s
τ
s
10 20 2,345 1,805 1,28 1 3,36 11,19 3,48
SVTH: Trần Văn Linh Page 25