Đồ án thiết kế chi tiết máy hộp giảm tốc côn trụ hai cấp

Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
LỜI NĨI ĐẦU
Đồ án môn học “Thiết kế chi tiết máy” là đồ án môn học cơ sở
thiết kế máy. Đồ án này là một phần quan trọng và cần thiết trong chương
trình đào tạo của ngành cơ khí. Nó không những giúp cho sinh viên bước
đầu làm quen với công việc thiết kế máy và chi tiết máy mà còn giúp
chúng ta củng cố kiến thức đã học, nâng cao khả năng thiết kế của người
kó sư trong các lónh vực khác nhau.
Hiện nay, do yêu cầu của nền kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói
riêng đòi hỏi người kó sư cơ khí cần phải có kiến thức sâu rộng, phải biết
vận dụng những kiến thức đã học để giải quyết những vấn đề thực tế
thường gặp phải trong quá trình sản xuất. Ngoài ra đồ án môn học này
còn tạo điều kiện cho sinh viên nắm vững và vận dụng có hiệu quả các
phương pháp thiết kế nhằm đạt được các chỉ tiêu kinh tế kó thuật theo
yêu cầu trong điều kiện và qui mô cụ thể.
Ở đây là đồ án thiết kế “Hộp giảm tốc cơn trụ hai cấp ”. Thời gian
làm việc 12000 h, làm việc 2 ca.
Do lần đầu thực hiện đồ án môn học này nên không tránh khỏi
những thiếu sót. Em mong được sự đóng góp ý kiến chỉ bảo của q Thầy.
Em xin chân thành cảm ơn thầy HÙYNH VĂN NAM cùng các Thầy
trong Khoa Cơ Khí đã tận tình chỉ bảo hướng dẫn em hoàn thành đồ án
này.
Sinh viên
PHẠM VĂN LUẬT

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 1
1
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
ĐỀ TÀI MÔN HỌC
Tính toán thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài.Thời gian làm việc L

h
=12000h,
làm việc 2 ca, công suất P = 6,3 (kW) và vận tốc bộ phận công tác v = 121(vg/ph).
Sơ đồ tải trọng và sơ đồ hệ thống như hình vẽ:

SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 2
2
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam


Phần 1 : Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền
1.1. Xác định công suất cần thiết , Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện ,chọn
quy cách động cơ.
1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ .
Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động cơ xoay
chiều. Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 3
3
ỏn chi tit mỏy GVHD : Hunh Vn Nam
chiu .Trong cỏc loi ng c in xoay chiu ta chn loi ng c ba pha khụng
ng b rụto lng súc (ngn mch) .Vi nhng u im :kt cu n gin ,giỏ
thnh tng i h ,d bo qun ,lm vic tin cy ,cú th mc trc tip vo li
in ba pha khụng cn bin i dũng in.
1.1.2. Xỏc nh cụng sut ca ng c.
- Cụng sut cn thit trờn trc ng c in c xỏc nh theo cụng thc:
P
ct
= (cụng thc 2.8 trang 19 - {1})

Trong ú:P
ct
L cụng sut cn thit trờn trc ng c (kW).
P
t
L cụng sut tớnh toỏn trờn mỏy trc cụng tỏc (kW).
L hiu sut truyn ng .
- Hiu sut truyn ng theo cụng thc 2.9 trang 19 - {1}:
=
ol
3
.
12
.
34
.
.

kn

Theo bng 2.3 trang 21 - {1} ta chn:

ol
= 0,995 : L hiu sut mt cp ln

12
= 0,95 : Hiu sut ca b truyn bỏnh rng cụn

34
= 0,96 : Hiu sut ca b truyn bỏnh rng tr

= 0,95 : Hiu sut b truyn ai

kn
= 1 : Hiu sut ca khp ni
Thay vo (1.1) ta c : = 0,995
3
. 0,95. 0,96. 0,95 .1 0,853
Do lm vic ti trng thay i theo cụng thc 3.10 trang 89 {4}:
= = .
Trong ú :
= 6,3 (kw)
=
=


= 0,639

Vy : = = 0,639 . 6,3 = 4,03 (kw)
= = = 4,72 (kw)
1.1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ.
- S vũng quay s b ca ng c theo cụng thc 2.18 trang 21 {1}:
n
sb
= n
lv
. u
t

Trong ú: n
sb
L s vũng quay ng b
n
lv
L s vũng quay ca trc mỏy cụng tỏc õy l trc ca bng ti quay
u
t
L t s truyn ca ton b h thng
Mt khỏc: u
t
= u
12
. u
34
. u

.
SVTT : Phm Vn Lut
Lp : 08CCK2 4
4
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam

nên n
sb
= n
lv
. u
12
. u

34
. u
đ
. u
kn

Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} ta chọn:
u
12
= 2 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn
u
34
= 4 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ
u
đ
= 3 Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang
u
kn
= 1 Tỉ số truyền của khớp nối
Thay vào (1.2) ta được : n
sb
= 121 .2.4.3 .1 = 2904 (v/p)
1.1.4. Chọn quy cách động cơ.
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:
P
đc
>P
ct
; n
đc

≈ n
sb
( công thức 2.19 trang 22 – {1})

Theo bảng phụ lục P1.1 trang 234 - {1}, ta chọn được động cơ có:
- Kiểu động cơ : K132M2
- Công suất động cơ : P = 5,5 (Kw)
- Vận tốc quay: n = 2900 (v/p)
Bảng 1.1 – Bảng đặc trưng cơ - điện của động cơ
Kiểu động cơ
Công suất
(kw)
Vận tốc
quay,(v/p)

η
Khối
lượng
(kg)
kW Mã
lực
50Hz 60Hz
K132M2 5,5

7,5
290
0

3480
0,93 85,0 7,0

2,
2 73
1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy ,điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn.
a. Kiểm tra điều kiện mở máy.
Khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động
cơ (T < ) nếu không động cơ sẽ không chạy. Trong các catalog của động cơ
đều cho tỉ số , đó cũng là một số liệu cần để tham khảo khi chọn nhãn
hiệu động cơ, với điều kiện:

Trong đó: – Mômen mở máy của thiết bị dẫn động.
= 2,2 (theo bảng 1.1 ở trên)
Theo lược đồ phân bố tải trọng tác động như đã cho trong đề bài:
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 5
5
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy.
b. Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc.
; . 2 . T
T . 5,5 = 18,11 (Nm)
= 0,853 . 2 . 18,11 = 30,896 (Nm)
Có kết quả: .
=24,32 (Nm)
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 6
6
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
Theo số liệu động cơ đã chọn , ta có : 30,896 (Nm)
So sánh kết quả: Vậy 30,896 (Nm) > = 24,32 (Nm)
1.2. Phân phối tỉ số truyền.

* Xác định tỷ số truyền u
t
của hệ thống dẫn động
u
t
=
Trong đó: n
dc
Là số vòng quay của động cơ
n
lv
Là số vòng quay của trục băng tải
Thay số u
t
= 23,97
* Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u
t
cho các bộ truyền
u
t
= u
ng
.u
h
- Tỉ số truyền ngoài hộp:
Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} và dãy tiêu chuẩn trang 49 – {1} ta chọn:
2,8 Tỉ số truyền của bộ truyền đai
Vậy : 2,8
⇒ = = 8,56
- Tỉ số truyền trong hộp: .

Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn.
Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ.
Theo công thức 3.17 trang 45 – {1} ta có:
⇒ =
Chọn = 1,1 ; = 0,3 ; = 1,2 ; =

⇒ = = 12,87
⇒ . = 12,87 . = 17,12
Theo hình 3.21 trang 45 – {1}, với = 8,56 tìm được = 2,7 ,do đó tỉ
số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm sẽ là :

Kiểm tra lại: = . . = 2,7 .2,8 .3,17 = 23,965
Ta có :- u
t
= 23,965 – 23,97 = 0,5 < 5%

Vậy ta có kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là:
Bộ truyền đai : 2,8
Bộ truyền bánh răng côn : = 2,7
Bộ truyền bánh răng trụ : = 3,17

1.3. Xác định các thông số động học và lực của các trục.
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 7
7
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
1.3.1. Tính tốc độ quay trên các trục.
- Trục động cơ : 2900 (v/p)
- Trục I : = = = 1035,7 (v/p)
- Trục II : = = = 383,6 (v/p)

- Trục III : = = = 121 (v/p)
1.3.2. Tính công suất trên các trục.
Gọi công suất các trục I , II , III lần lượt là có kết quả:
- Công suất danh nghĩa trên trục III :
=

= = 6,33 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II :
=

= = 6,63 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III :
=

= = 7,01 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :
=

= = 7,42 (kW)
1.3.3. Tính mômen xoắn trên các trục:
- Trục động cơ:
= 9,55 . = 9,55 . = 24434,83 (Nmm)
- Trục I :
= 9,55 . = 9,55 . = 64637,9 (Nmm)
- Trục II :
= 9,55 . = 9,55 . = 165058,7 (Nmm)
- Trục III :
= 9,55 . = 9,55 . = 499599,2 (Nmm)
Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :
Bảng 1-2 : Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ

thống dẫn động .
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 8
8
Động cơ I II III
Công suất : P (kW) 7,42 7,01 6,63 6,33
Tỉ số truyền U 2,8 2,7 3,17
Số vòng quay (n) 2900 1035,7 383,6 121
Moment xoắn (T) 24434,83 64637,9 165058,7 499599,2
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
Phần 2 : Tính toán thiết kế các bộ truyền
2.1. Thiết kế bộ truyền đai.
2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai.
Ở đây ta chọn loại đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và
cao su có độ bền mòn cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi của
nhiệt độ và độ ẩm và thường được sử dụng rộng rãi. Dựa vào đặc điểm công
suất của cơ cấu , = 7,42(kW). Tra bảng 5.13 trang 93 – {3} ta chọn loại đai
có hình thang thường A:
Các thông số của đai thường loại A bảng 4.13 trang 59 – {1} :
b
t
= 11 (mm) ; b = 13 (mm) ; h = 8 (mm) ; y
o
= 2,8 (mm)
Diện tích tiết diện : 81 ()
Đường kính bánh đai nhỏ : = 100 200 (mm)
Chiều dài giới hạn : l = 560 4000 (mm)

b
b

y
40°
h
t
o

2.1.2. Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.
a. Đường kính đai nhỏ.
Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d
1
= 1,2 . = 1,2 . 100 = 120 (mm)
theo tiêu chuẩn ta chọn d
1
= 125 (mm) ( bảng 5.15 trang 93 – {3} )
Vận tốc đai : v = ( công thức 5.18 trang 93 – {2})
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 9
Hình 1. Đai hình thang thường
9
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
= = 18,97 (m/s)
Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc đai cho phép = 25 30 (m/s)
b. Đường kính đai lớn.
Đường kính bánh đai lớn :
d
2
= d
1
. . (1-ε) = 125 .2,8 .(1 - 0,01)= 346,5 (mm)
Trong đó : - tỉ số truyền

ε = 0,01 ÷ 0,02 - hệ số trượt

Chọn đường kính d
2
theo tiêu chuẩn, d
2
=360 (mm )
( bảng 5.15 trang 93 – {3})
Tỉ số truyền thực tế : = ( công thức 4.10 trang 132 – {4})
= = 2,9
Sai số của tØ sè truyÒn : u =
= .100% = 3,57% <5%
Vậy thỏa mãn điều kiện .Ta cã thÓ gi÷ nguyªn c¸c th«ng sè ®· chän.
c. Khoảng cách trục A và chiều dài đai L.
- Chọn sơ bộ khoảng cách trục là :
=1,5. = 1,5. 360 = 540 (mm)
- Chiều dài sơ bộ của đai:
= 2. + + (công thức 4.4 trang 13 - {4})
= 2. + +

= 1867,02 (mm)
Theo bảng 4.13 trang 59 – {1} ,ta chọn : l = 2000 (mm)
Số vòng chạy của đai : i = =

= 9,49
Vậy i =9,49 < = 10 ,thỏa mãn điều kiện.
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 10
10
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam

- Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn :
a =
=
607,9 (mm)

Kiểm tra điều kiện công thức 4-14 trang 60 – {1} ,khoảng cách trục
cần thỏa mãn : 0,55.( )+ h ≤ a ≤ 2.( )

Trong đó : 0,55
.( )+ h =
274,75 (mm)
2.( ) = 970 (mm)
Vậy khoảng cách trục thỏa mãn điều kiện.
-
Góc ôm đai
:


= -

= -
=

= > ,vậy góc ôm thỏa mãn điều kiện.
d. Xác định số đai z.
Áp dụng công thức 4.16 trang 60 – {1} ta có :
z =
Trong đó :
- = 7,42 (kW) - Công suất trên trục bánh đai chủ động
- Hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ

=1,1 do làm việc 2 ca nên =1,2 (bảng 4.7 trang 55 – {1})
- = 3,08 (kw) Công suất cho phép (bảng 4.19 trang 62 –{1})
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
Do = (150 …180)
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 11
11
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
Nên = 1 – 0,0025.(180 - ) = 0,93
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai :
= = 1,176 Tra bảng 4.16 trang 61 – {1} , = 1,04
- = 1,135 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền
(bảng 4.17 trang 61 – {1}, với = 2,8)
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các
dây đai .Ta có tỉ số : = = = 2,4
Tra bảng 4.18 trang 61 – {1} , = 0,95
Thay các giá trị vào công thức ta có :
z = = 2,748 (đai)

Lấy
z = 3
e. Chiều rộng bánh đai và đường kính bánh đai.
B = ( z – 1). t + 2.e (công thức 4.17 trang 63 – {1})
Trong đó : z = 3 ; t = 15; e = 10 (bảng 4.21 trang 63 – {1})
Thay số : B = 50 (mm)
- Đường kính ngoài của bánh đai :
+ Bánh dẫn :

= + 2. = 131,6 (mm) (công thức 4.18 trang 63 – {1})
+ Bánh bị dẫn :

= + 2. = 366,6 (mm)

Trong đó : = 3,3 (bảng 4.21 trang 63 – {1}).
2.1.3. Xác định lực trong bộ truyền.
a. Xác định lực vòng.
= . (công thức 4.20 trang 64 – {1})
Trong đó : = 0,105 (kg/m) (bảng 4.22 trang 64 – {1})
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 12
12
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
⇒ = 0,105 . = 37,785 (N)
b. Xác định lực căng ban đầu.
= + (công thức 4.19 trang 63 – {1})
=
+ 37,785 = 169 (N)
Lực căng dây mỗi đai là : = = 56,3 (N)
c. Lực tác dụng lên trục.
= 2 . .z .
= 2 .169 . 3 . = 990,3 (N)
d. Lực vòng có ích.

= (công thức 3.4 trang 86 – {4})
=
= 391,14 (N)
Lực vòng trên mỗi dây đai 130,38 (N)

e. Ứng suất lớn nhất trong dây đai.

= + + (công thức 4.28 trang 138 – {4})
=
+ 0,5. + +

= + 0,5. + + E
= + 0,5 . + +
= 6,45 (MPa)


Trong đó : E = 100 (MPa), môđum vật liệu đai (trang 139 – {4})
f. Tuổi thọ của đai.
Xác định theo công thức 4.37 trang 146 – {4}:

= . = .
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 13
13
ỏn chi tit mỏy GVHD : Hunh Vn Nam
= 2103,12 (gi)
Vi tui th ca dõy ai nh vy . Trong ton b thi gian lm vic
ca h thng s ln phi thay ai l :
= = 6 (ln)
Bng thụng s ca b truyn ai thang :
Thông số
Trị số
Đờng kính tang nhỏ: d
1
(mm)
125

Đờng kính tang lớn: d
2
(mm)
360
Khoảng cách trục: A (mm)
540
Chiều dài đai: L (mm)
2000
Góc ôm đai:
155,19
0
Số đai: z
3
Chiều rộng đai: B (mm)
50
Lực căng ban đầu: F
o
(N)
169
Lực tác dụng lên trục: (N)
990,3

2.2. Thit k b truyn bỏnh rng cụn rng thng (cp nhanh).
2.2.1. Chn vt liu.
Chn vt liu no l tựy thuc vo yờu cu c th: ti trng ln hay nh ,kh
nng cụng ngh v thit b ch to cng nh vt t c cung cp, cú yờu cu kớch
thc nh gn hay khụng ? i vi hp gim tc cụn tr hai cp chu cụng sut
nh = 5,5 (kw), ch cn chn vt liu nhúm I cú rn HB 350 , bỏnh rng
c thng húa hoc tụi ci thin. Nh cú rn thp nờn cú th ct rng chớnh
xỏc sau khi nhit luyn, ng thi b truyn cú kh nng chy mũn.

Theo bng 6.1 trang 92 {1} ta chn :
* Bỏnh nh (bỏnh 1) :
- Thộp C45 tụi ci thin .
- t ti rn HB = (241285) .
- Gii hn bn = 850 MPa.
- Gii hn chy = 580 MPa.
Chn rn bỏnh nh = 250.
SVTT : Phm Vn Lut
Lp : 08CCK2 14
14
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
* Bánh lớn (bánh 2) :

- Thép C45 tôi cải thiện .
- Đạt tới độ rắn HB = (192…240).
- Giới hạn bền = 750 MPa.
- Giới hạn chảy = 450 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 240
2.2.2. Xác định ứng suất cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định
theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}.
= .
= .
Trong đó :
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng .
- Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất .
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Trong thiết kế sơ bộ lấy : = 1 và = 1 , do đó các
công thức (3.1) và (3.2) trở thành :
= .
=
Trong đó :
và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1} với thép C45
tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350).
= 2HB + 70 ; = 1,1
=1,8HB ; = 1,75
, – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .
= 2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
= 2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa)

=1,8 = 1,8 . 250 = 450 (MPa)
=1,8 = 1,8 . 240 = 432 (MPa)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 1 khi đặt tải một phía (bộ
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 15
15
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
truyền quay một chiều).
, - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1} :
=
=
Trong đó :
, – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn .
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 .
– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc , công thức 6.5

trang 93 – {1} ta có :
= 30.
⇒ = 30. = 17067789
= 30. = 15474913
– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
= 4 . đối với tất cả loại thép .
và - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền làm việc
với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì và được tính theo công thức 6.7 và
6.8 trang 93 – {1) :
= 60.c. . .
= 60.c. . .
Trong đó :
c – số lần ăn khớp trong một vòng, c = 1
– số vòng quay của bánh răng trong một phút, = 1035,7 (v/p) ;
= 383,6 (v/p)
- tổng thời gian làm việc, = 12000 (giờ) .
= 6

⇒ = 60 . 1 .1035,7 .(. 0,2 + + .0,4) .12000
= 2,32 .
= 60 . 1 .383,6 .(. 0,2 + + .0,4) .12000
= 8,62 .
= 60 . 1 .1035,7 .(. 0,2 + + .0,4) .12000
= 1,64 .
= 60 . 1 .383,6 .(. 0,2 + + .0,4) .12000
= 6,08 .
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 16
16
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam

Vậy : > , > và > , >
Nên ta lấy : = , =
Khi đó ta có kết quả : = 1 và = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường
thẳng song song với trục hoành :tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn
uốn là không thay đổi).
Vậy ta có kết quả :
= = 518,181 (MPa)
= = 500 (MPa)
= = 257,14 (MPa)
= = 246,86 (MPa)
Với bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán
chọn theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị và , do đó
= = 500 (MPa) .
* Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải, được xác định
theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95 – {1} :
= 2,8 .
= 0,8 .

⇒ = 2,8 . 580 = 1624 ( MPa)
= 2,8 . 450 = 1260 ( MPa)
= 0,8 . 580 = 464 ( MPa)
= 0,8 . 450 = 360 ( MPa)
2.2.3.Tính bộ truyền bánh răng côn.
Với tỉ số truyền = 2,7 nên chọn bánh răng côn – răng thẳng để thuận lợi cho
việc chế tạo sau này.
1. Xác định chiều dài côn ngoài.
Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền
tiếp xúc.Theo công thức thiết kế 6.52a trang 112 – {1} :

= . .

Trong đó :
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 17
17
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
= 0,5 – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng.
Với truyền động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép :
= 100 ⇒ = 0,5 . 100 = 50
– hệ số chiều rộng vành răng :
= = 0,25…0,3
Chọn = 0,3 vì = 2,7 < 3
Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} ⇒ = = 0,476
Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} , chọn = 1,08 do trục bánh răng côn
Lắp trên ổ đũa , sơ đồ I , HB 350 .
= 64637,9 (Nmm) .Mômen xoắn trên trục bánh chủ động .
= 500 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép .
Vậy có kết quả :
= 50 . .
= 113,76 (mm)
2. Xác định các thông số ăn khớp.
* Số răng bánh nhỏ :
= .

= 100 .
= 79 (mm)
Theo bảng 6.22 trang 114 – {1} , tìm được = 21 với HB 350
⇒ = 1,6 . = 1,6 . 21 = 33,6 . Chọn = 33 (răng) .
* Đường kính trung bình và môđum trung bình :
= (3.11) (công thức 6.54) trang 114 – {1})
= = 67,15 (mm)

= = = 2,035 (mm)
* Xác định môđum :
Với bánh răng côn – răng thẳng môđum vòng ngoài được xác định
Theo công thức 6.56 trang 115 – {1} :
= = = 2,394 (mm)
Theo bảng 6.8 trang 99 – {1} ,ta chọn = 2,5 (mm)
Theo công thức 6.56 trang 115 – {1}, tính lại
= . = 2,5 .(1 - 0,3 .0,5) = 2,125
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 18
18
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
= . = 2,125 . 33 = 70,125 (mm)
* Xác định số răng bánh lớn :
= . = 2,7 . 33 = 89,1 (răng) , chọn = 89 (răng)
Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 2,69
* Tính góc côn chia :
= arctg = arctg =
= - = – =
Chiều dài côn ngoài thực :
= 0,5. . = 0,5. 2,5. = 118,65 (mm)
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện :
= . . .
( công thức 6.58 trang 115 – {1})
Trong đó :
- = 274 , hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp. Theo bảng 6.5 trang 96 – {1}.
- , hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , theo bảng 6.12 trang 106 - {1}
với : = + = 0 ⇒ = 1,76

- , hệ số kể đến sự trùng khớp của răng đối với bánh côn răng thẳng .
= ( công thức 6.59a trang 115 – {1})
Ở đây – hệ số trùng khớp ngang được xác định :
= [ 1,88 - 3,2 .( + )] . (công thức 6.60 trang 115 – {1})
= [ 1,88 – 3,2 .( + ) ].1 = 1,747
⇒ = = 0,867
– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
= . . (công thức 6.61 trang 116 – {1})
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo bảng 6.21 trang 113 – {1} ,chọn =1,08
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp
đồng thời, với bánh răng côn – răng thẳng = 1
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
= 1 +
(công thức 6.63 trang 116 – {1})
Trong đó : = . .v .
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 19
19
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
(công thức 6.64 trang 116 – {1})
v = (công thức 6.62 trang 116 – {1})

= = 3,8 (m/s)
= 0,006 - bảng 6.15 trang 107 – {1}
= 56 - bảng 6.16 trang 107 – {1}
b – chiều rộng vành răng, b = . = 0,3 . 118,65 = 35,6 (mm)
Lấy b = 35 (mm)
⇒ = 0,006.56 .3,8 . = 12,52 (m/s)
= 1 + = 1,22

⇒ = 1,08 . 1 .1,22 = 1,318
– ứng suất tiếp xúc cho phép, = 500 MPa .
Thay các giá trị vừa tính được vào:
= 274 . 1,76. 0,867 . = 464,1 (MPa)
Theo (2.1) và (2.2a) , =
Trong đó : v<5 (m/s) lấy = 1 ; với = 1,25m…0,63m = 1
< 700 (mm) = 1.
⇒ = 500. 1 .1 .1 = 500 (MPa)
Vậy : < ⇒ thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc.
4. Kiểm tra răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt
quá một giá trị cho phép.
=
(công thức 6.65 trang 116 – {1})
= (công thức 6.66 trang 116 – {1})
Trong đó :
– mômen xoắn trên bánh chủ động , = 64637,9 (Nmm).
- môđum pháp trung bình, với bánh côn răng thẳng == 2,035 (mm)
b – chiều rộng vành răng, b = 35 (mm)

– đường kính trung bình của bánh chủ động, = 70,125 (mm) .
= 1. – hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng
= 0 ⇒ = 1
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 20
20
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
, – hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 ,được xác định :
= = = 35,16
(công thức 6.53a trang 114 – {1})

= = = 257,75
Theo bảng 6.18 trang 109 – {1}, ta có : = 3,7 ;= 3,6
= – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, có = 1,747
⇒ = = 0,572
– hệ số tải trọng khi tính về uốn
= . . (công thức 6.67 trang 117 – {1})
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng
6.21 trang 113 – {1} , chọn =1,15
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng = 1
– hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, được xác định
theo công thức 6.68 trang 117 – {1} :
= 1 +
Với = . .v .
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 trang 107 – {1}
chọn = 0,016
– hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 trang
107 – {1}, với cấp chính xác 8 ,môđum <3,55 chọn = 56
v = 3,8 (m/s) .
⇒ = 0,016 . 56. 3,8 . = 33,38
Theo (3.23) có kết quả :
= 1 +
= 1,55
Thay số vào ta được :
= 1,15 . 1. 1,55 = 1,783
Thay các giá trị vừa tính ta được :
= = 114,9 (MPa)
= = 111,8 (MPa)
Ta thấy : = 114,9 (MPa) < = 257,14 (MPa)
= 111,8 (MPa) < = 246,86 (MPa)

Vậy điều kiện mỏi uốn được đảm bảo.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 21
21
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
Khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy và hãm máy ) với hệ số
quá tải = . Có thể lấy = 1
Trong đó : T – mômen xoắn danh nghĩa .
– mômen xoắn quá tải .
Vì vậy , khi kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại
và ứng suất uốn cực đại ). Để tránh biến dạng dư hay gãy dòn
lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng .Ta sử dụng công thức 6.48 và
6.49 trang 110 – {1} :
= .
= .
Trong đó :
- ứng suất tiếp xúc, = 464,1 (MPa)
- ứng suất uốn , đã được tính ở trên.
Với : = 114,9 (MPa) ; = 111,8 (MPa)
- ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đã được tính theo công thức
(3.8) ,với = 1624 (MPa) ; = 1260 (MPa) .
- ứng suất uốn cực đại cho phép đã được tính với :
= 464 (MPa) ; = 360(MPa) .

Thay các giá trị vào ta được :
= 464,1 . = 464,1 (MPa)
= 114,9 . 1 = 114,9 (MPa)
= 111,8 . 1 = 111,8 (MPa)
⇒ = 464,1 (MPa) < =1624(MPa)

= 464,1 (MPa) < =1260(MPa)
= 114,9 (MPa) < = 464,1 (MPa)
= 111,8 (MPa) < = 360 (MPa)
Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải .
6. Các thông số và kich thước bộ truyền bánh răng côn.
- Chiều dài côn ngoài : = 118,65 (mm)
- Môđum vòng ngoài : = 2,5 (mm)
- Chiều rộng vành răng : b = 35 (mm)
- Tỉ số truyền : = 2,7
- Góc nghiêng răng : = 0
- Số răng của bánh răng : = 33 (răng)
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 22
22
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
= 89 (răng)
- Hệ số dịch chỉnh : = = 0
* Theo bảng 6.19 trang 111 – {1} ta tính được :
- Đường kính chia ngoài :
= . = 2,5 . 33 = 82,5 (mm)
= . = 2,5 . 89 = 222,5 (mm)
- Góc côn chia :
= ; =
- Chiều cao răng ngoài : = 2 . + c
với = cos = cos(0) = 1 ; c = 0,2.
⇒ = 2.1 .2,5 + 0,2 .2,5 = 5,5 (mm)
- Đường kính trung bình : = 70,125 (mm)
= ( 1 - ) . = ( 1 - ) . 222,5 = 189,68 (mm)
- Chiều cao đầu răng ngoài :
= ( + . ) . ; = 2. -

Trong đó :
= 2. .
= 2. . = 0,3
⇒ = ( 1 + 0,3 .1) . 2,5 = 3,25 (mm)
= 2.1. 2,5 - 3,25 = 1,75 (mm)
- Chiều cao răng ngoài :
= - = 5,5 – 3,25 = 2,25 (mm)
= - = 5,5 – 1,75 = 3,75 (mm)
- Đường kính đỉnh răng ngoài :
= + 2. . = 82,5 + 2. 3,25.cos = 88,6 (mm)
= + 2. . = 177,5 + 2. 1,75.cos = 223,7 (mm)
2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng cấp chậm.
2.3.1. Chọn vật liệu.
* Bánh nhỏ (bánh 3) :
- Thép C45 tôi cải thiện .
- Đạt tới độ rắn HB = (241…285) .
- Giới hạn bền = 850 MPa.
- Giới hạn chảy = 580 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 250.
* Bánh lớn (bánh 4) :
- Thép C45 tôi cải thiện .
- Đạt tới độ rắn HB = (192…240).
- Giới hạn bền = 750 MPa.
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 23
23
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
- Giới hạn chảy = 450 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 230.
2.3.2. Xác định ứng suất cho phép.

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định
theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}.
= .
= .
Trong đó :
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng .
- Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất .
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong thiết kế sơ bộ lấy : = 1 và = 1 , do đó các công
thức (3.1) và (3.2) trở thành :
= .
=
Trong đó :
và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1} ;với
thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350).
= 2HB + 70 ; = 1,1
=1,8HB ; = 1,75
, – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .
= 2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
= 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
=1,8 = 1,8 . 250 = 450 (MPa)
=1,8 = 1,8 . 230 = 414 (MPa)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền
quay một chiều).
, - Hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải

trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1} :
=
=
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 24
24
Đồ án chi tiết máy GVHD : Huỳnh Văn Nam
Trong đó :
, – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn .
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 .
– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, công thức 6.5
trang 93 – {1} ta có :
= 30.

⇒ = 30. = 17067789
= 30. = 13972305
– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
= 4 . đối với tất cả loại thép .
và - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền làm việc
với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì và được tính theo công thức 6.7 và
6.8 trang 93 – {1) :
= 60.c. . .
= 60.c. . .
Trong đó :
c – số lần ăn khớp trong một vòng , c = 1
– số vòng quay của bánh răng trong 1 phút , = 383,6 (v/p); =121 (v/p)
- tổng thời gian làm việc , = 12000 (giờ .
= 6
⇒ = 60 . 1 .383,6 .(. 0,2 + + .0,4) .1200
= 8,62 .

= 60 . 1 .121 .(. 0,2 + + .0,4) .1200
= 2,72 .
= 60 . 1 .383,6 .(. 0,2 + + .0,4) .1200
= 6,08 .
= 60 . 1 .121 .(. 0,2 + + .0,4) .1200
= 1,92 .
Vậy : > , > và > , >
Nên ta lấy : = ; =
Khi đó ta có kết quả : = 1 và = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường
thẳng song song với trục hoành; tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn
uốn là không thay đổi).
= = 518,181 (MPa)
SVTT : Phạm Văn Luật
Lớp : 08CĐCK2 25
25