Đồ án: Bánh răng trụ

ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
MỤC LỤC
Lời nói đầu 2
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện 4
1.2 Phân phối tỷ số truyền 5
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1 Thiết kế bộ truyền Xích 6
2.2 Thiết kế bánh răng 9
2.3 Thiết kế trục 21
2.4 Tính toán chọn ổ 34
2.5 Thiết kế vỏ hộp 40
2.6Các chi tiết phụ 41
2.7 Bảng dung sai lắp ghép 43
Tài liệu tham khảo 45
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
1
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
LỜI NÓI ĐẦU
Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp
nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất đònh trong cuộc sống cũng như trong sản xuất.
Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ
phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí nhằm củng cố lại các kiến thức đã
học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh
viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những
bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ
bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có
thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ
khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc, cũng như các thầy cô và

các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em
mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.
Sinh viên thực hiẹân.
Nguyễn Minh Trung
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
2
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
 Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục công tác:P=7 (KW)
Sô vòng quay trên trục công tác:n=50 (vg/phút)
Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ
Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm
việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
Chế độ tải:
T
1
= T :T
2
= 0,8T
t
1
= 48 :t
2
=12
ĐỘNG CƠ
MÁY SÀN
1
2
3

Chú thích :
1. nối trục đàn hồi
2. Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi
3. Bộ truyền xích ống con lăn
T1
T2
Sơ đồ tải trọng
Sơ đồ động hệ thống truyền động máy sàn
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
3
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
PHẦN I:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
 Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục công tác: P
ct
= 7KW
Số vòng quay trục công tác: n
ct
= 50 vg/ phút
1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
2. Công suất cần thiết của động cơ:
η
Act
dc
KP
P
.
=
trong đó: P

ct
.K
A
=7*0,963= 6,7431KW là công suất tính toán của trục
công tác
với
963,0
1248
12.)
8,0
(48.)(.)(
222
=
+
+
==
∑
∑
T
T
T
T
ti
ti
T
Ti
K
A
và Hiệu suất chung của bộ truyền:
8406,0

42
==
NTOLbrX
ηηηηη
Trong đó:hiệu suất bộtruyền xích
93,0=
X
η
hiệu suất bộtruyền bánh răng
97,0=
br
η
hiệu suất bộtruyền ồ lăn
99,0=
OL
η
hiệu suất nối trục đàn hồi
99,0=
OL
η
)(02,8
.
KW
KP
P
Act
dc
==⇒
η
3. Với công suất cần thiết của động cơ P

dc
= 8,02 KW.
4. Tra bảng P1.3 tài liệu tham khảo [1] ta chọn công suất động cơ P =11KW với
số vòng quay và phân bố tỷ số truyền chung của hệ thống như bảng sau:
Loại động cơ Số vòng quay
động cơ(vg/phút)
Tỷ số truyền chung
congtac
dongco
ch
n
n
u =
4A132M2Y3 2907 58,14
4A132M4Y3 1458 29,16
4A160S6Y3 970 19,4
4A160M8Y3 730 14,6
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
4
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Từ bảng số liệu trên và để thõa mãn số vòng quay các bộ truyền hợp lý ta chọn
loại động cơ 4A160S6Y3
4. Với tỷ số truyền chung u
ch
= 19,4 , tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo[1]
ta chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc và của các cấp bánh răng như sau:
U
hộp giảm tốc
= 8 vơí u

br1
= 3,08
U
br2
= 2,6


Từ đó ta có tỷ số truyền của bộ truyền xích là :
425,2
8
4,19
===
hopgiamtoc
chung
X
u
u
u
5. Với các thông số vừa chọn, ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau:
Trục
I(Động cơ) II III IV(Công tác)
Thông số
Công suất(KW) 8,02 7,7 7,39 6,743
Tỷ số truyền 3,08 2,6 2,425
Moment xoắn(Nmm) 78960 233259 582057 1287913
Số vòng quay(vg/phút) 970 315,25 121,25 50
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
5
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
PHẦN II:

TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
 Số liệu ban đầu:
Công suất P =7,39 KW
Số vòng quay bánh dẫn: n = 121,25 vg/phút
Moment xoắn: T = 582057 Nmm
Tỷ số truyền: u= 2,245
Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ, bôi trơn
nhỏ giọt, trục đóa xích điều chỉnh được.
I. TÍNH TOÁN:
1. Chọn loại xích ống con lăn một dãy.
2. Số răng đóa xích dẫn:
Theo bảng 5.4 tài liệu [1] trang 80 ứng với tỷ số truyền u= 2,425 chọn
Z
1
=25.
⇒ Z
2
=u.Z
1
= 2,425. 25 = 60,625 ⇒ Chọn Z
2
= 61 < Z
max
= 130.
3. Khi đó tỷ số truyền chính xác bộ tuyền xích :
44,2
25
61
1

2
===
Z
Z
u
4. Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích:
K = K
r
. K
a
. K
o
. K
dc
. K
b
. K
lv

Với:
K
r
=1,2 là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ.
K
a
=1 là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a =(30 ÷50 ) p
c
K
0
=1 là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm

ngang
K
dc
=1 là hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích.
K
b
=1 là hệ số điều kiện bôi trơn.
K
lv
=1,12 hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca.
⇒ K = K
r
. K
a
. K
o
. K
dc
. K
b
. K
lv
=1,344.
Ta có hệ số vòng quay
.649,1
25,121
200
1
01
===

n
n
K
n
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
6
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Với n
01
=200 tra từ bảng 5.4 tài liệu tham khảo[3].
Và hệ số răng đóa xích :
.1
25
2525
1
===
Z
K
z
Và hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: K
x
= 1
5. Từ đó ta có công suất tính toán:
378,16
1
39,7.1.649,1.344,1

===
x
zn

t
K
PKKK
P
Theo bảng 5.4 tài liệu [3] ứng với công suất cho phép [P]> P
t
và số vòng
quay thực nghiệm n
01
=200 ta có được bứơc xích p
c
=31,75mm.
6. Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích p
c
=31,75mm tra từ bảng 5.2
[3] ta có n
tới hạn
=630 > n
bộ truyền
=121,25 (vg/phút). Ta thấy bước xích vừa chọn
trên thoã.
7. Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau :
3
11
].[.
.
.600
x
c
KPonZ

KP
p ≥
Với [Po] =29MPa tra từ bảng 5.3 tài liệu [3]
Thế vào biểu thức trên ta có
mm
KPonZ
KP
p
x
c
006,29
].[.
.
.600
3
11
=≥
Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên.
8. Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :
+ Vận tốc trung bình của xích:
)/(604,1
60000

1
sm
Zpn
v
c
==
+ Lực vòng có ích :

)(4607
.1000
N
v
P
F
t
==
+ Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ a=40p
c
=1270mm từ a =(30÷50)p
c
+ Số mắt xích :
82,123.
2
)12
2
212
2
=






−
+
+
+=

a
p
ZZZZ
p
a
X
c
c
π
Ta chọn X=124 mắt xích .
+ Chiều dài xích: L=X.p
c
=3937mm.
Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác:
mm
ZZZZ
X
ZZ
Xpa
c
88,1272
2
12
8
2
21
2
21
25,0.
22

=














−
−






+
−+
+
−=
π
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
7

ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống
một đoạn bằng (0,002÷0,004)a
Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a=1269,06mm
+ Lực tác dụng lên trục: F
r
= K
m
. F
t
= 1,15.4607=5298(N)
Với K
m
=1,12 hệ số trọng lượng xích ứng với bộ truyền xích nằm
ngang.
+ Đường kính đóa xích :
Bánh dẫn:
mmpdd
mm
Zp
d
ca
c
885,2747,0
66,252
.
11
1
1
=+=

==
π
Bánh bò dẫn:
mmpdd
mm
Zp
d
ca
c
72,6387,0
49,616
.
22
2
2
=+=
==
π
9. Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây:
16][63,1
124.15
25,121.25
15
.
11
=<=== i
X
nZ
i
Với [i] =16 tra bảng 5.6 tài liệu[3]

10.Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:
FoFvF
Q
s
++
=
1
Với Q =88,5 (KN) tra bảng 5.2 tài liệu[1]
F
1
=F
t
=4607 (N)
Fv=q
m
.v
2
=9,777 (N)
Với q
m
=3,8 (kg/m) tra bảng 5.2 tài liệu [1]
Fo=K
f
.a .q
m
.g = 6 .1269,06 .3,8 .9,81 =283,85
Với K
f
=6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm
ngang.

][06,18
1
s
FoFvF
Q
s >=
++
=⇒
Với [s] =(7,8÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [3].
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
8
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG
ĐỘNG CƠ
MÁY SÀN
1
2
3
Chú thích :
1. nối trục đàn hồi
2. Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi
3. Bộ truyền xích ống con lăn
T1
T2
Sơ đồ tải trọng
Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm
việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
Chế độ tải:
T

1
= T :T
2
= 0,8T
t
1
= 48 :t
2
=12
 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :
Chọn thép 45 Cr đựơc tôi cải thiện
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình:
Bánh dẫn: HB
1
=240 HB
Bánh bò dẫn: HB
2
=230 HB
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
9
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
A. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM
Số liệu ban đầu:
Công suất P =7,7 KW
Số vòng quay bánh dẫn: n = 315,25 vg/phút
Moment xoắn: T = 233259 Nmm
Tỷ số truyền: u= 2,6
Tuổi thọ L
h
= 7 năm tương đương 33600 giờ.

1. Số chu kỳ làm việc cơ sở.

74,2
4,2
31
10.547,1240.3030
===
HBN
HO
chu kỳ.

74,2
4,2
42
10.397,1230.3030
===
HBN
HO
chu kỳ.
Và: N
FO1
=N
FO2
=5.10
6
chu kỳ
2. Số chu kỳ làm việc tương đương:
7
3
1

10.35,57.
max
60 =






=
∑
iiHE
tn
T
Ti
cN
chu kỳ.
7
3
2
10.06,22.
max
60 =






=

∑
iiHE
tn
T
Ti
cN
chu kỳ.
7
6
1
10.17,54.
max
60 =






=
∑
iiFE
tn
T
Ti
cN
chu kỳ.
7
6
2

10.83,20.
max
60 =






=
∑
iiFE
tn
T
Ti
cN
chu kỳ.
Vì:
22112211
;;;
FOFEFOFEHOHEHOHE
NNNNNNNN >>>>
Nên ta có hệ số tuổi thọ:
1
2121
====
FLFLHLHL
KKKK
3. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
.70.2

lim
+=
HB
OH
δ
Bánh dẫn :
MPaHB
OH
550.70.2
1lim
=+=
δ
Bánh bò dẫn:
MPaHB
OH
530.70.2
2lim
=+=
δ
4. Ta có giới hạn mỏi uốn:
HB
OF
.8,1
lim
=
δ
Bánh dẫn :
MPaHB
OF
4328,1

1lim
==
δ
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
10
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Bánh bò dẫn:
MPaHB
OF
4148,1
2lim
==
δ
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ]
HL
H
OH
H
K
s
9,0.
lim
δ
δ
=
Với s
H
=1,1 tra bảng 6.13 [3]
⇒

[ ]
MPaK
s
HL
H
OH
H
450
9,0.
1
1lim
1
==
δ
δ
⇒
[ ]
MPaK
s
HL
H
OH
H
64,433
9,0.
2
2lim
2
==
δ

δ
Chọn giá trò nhỏ trong 2 giá trò trên ta có ứng suất ti61p xúc cho phép:
[ ]
MPa
H
64,433
=
δ
6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:
[ ]
FL
F
OF
F
K
s
lim
δ
δ
=
Với s
F
=1,75 tra bảng 6.13 [3]
⇒
[ ]
MPaK
s
FL
F
OF

F
86,246
1
1lim
1
==
δ
δ
⇒
[ ]
MPaK
s
FL
F
OF
F
57,236
2
2lim
2
==
δ
δ
7. Do hộp gỉam tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế
theo độ bền tiếp xúc.
Theo bảng 6.15 tài liệu [3] ta chọn:
ψ
ba
=0,4
Khi đó :

72,0
2
)1.(
=
+
=
u
ba
bd
ψ
ψ
Ứng với ψ
bd
vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có :
K
H
β
= 1,022
K
F
β
= 1,038
8. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
[ ]
3
2
1

.
)1(50

u
KT
ua
Hba
H
w
δψ
β
+=

mm82,192
6,2.64,433.4,0
022,1.233259
)16,2(50
3
2
=+=
Theo tiêu chuẩn chọn: a
w
= 200mm.
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
11
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
9. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)a
w

(Ứng với HB
1
, HB
2

< 350HB)
⇒ m=0,015 .200=3
Tổng số răng :
133
3
200.2
2
21
===+
m
a
zz
w
răng
Với
9,36
6,21
133
1
21
1
=
+
=
+
+
=
u
zz
z

Chọn z
1
=37 răng ⇒z
2
= 133-37=96 răng .
10.Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:
59,2
1
2
==
z
z
u
sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=2,6 là
1,15%.
11.Các thông số hình học của bộ truyền:
o Đường kính vòng chia:
d
1
= z
1
. m=37.3= 111 mm
d
2
=z
2
. m=96.3= 288 mm
o Đường kính vòng đỉnh:
117.2
11

=+=
mdd
a
mm
294.2
22
=+=
mdd
a
mm
o Khoảng cách trục:
200
2
)1(.
1
≈
+
=
umz
a
w
mm
o Chiều rộng vành răng:
Bánh bò dẫn:
80200.4,0.
2
===
ab
ba
ψ

mm.
Bánh dẫn:
855805
21
=+=+=
bb
mm
o Vận tốc vòng bánh răng:
)/(83,1
60000
25,315.111.
60000

11
sm
nd
v
===
π
π
Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9.
o Xác đònh giá trò các lực :
Bánh dẫn:
Lực vòng :
N
d
T
F
t
4203

2
1
1
1
==
Lực hướng tâm: F
R1
= F
t1
.tgα=1530N
Bánh bò dẫn:
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
12
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Lực vòng :
N
d
T
F
t
4042
2
2
2
2
==
Lực hướng tâm: F
r2
= F
t2

tgα=1471N.
12.Tính toán kiểm nghiệm giá trò ứng suất tiếp xúc:
Theo bảng 6.5 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :

206,1
107,1
=
=
FV
HV
K
K
MPaMPa
ub
uKT
d
ZZZ
H
w
H
HM
H
64,433][85,329
.
)1.( 2

1
1
=<=
+

=
δδ
ε
Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc.
13.Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
o Hệ số dạng răng:
Bánh dẫn:
.83,3
37
2,13
47,3
2,13
47,3
1
1
=+=+=
Z
Y
F
Bánh bò dẫn:
.61,3
96
2,13
47,3
2,13
47,3
2
2
=+=+=
Z

Y
F
o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
45,64
][
1
1
=
F
F
Y
δ
53,65
]2[
2
=
F
Y
δ
⇒ Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
o Ứng suất uốn tính toán:
MPaMPa
mb
KKFY
F
nw
FvFtF
F
86,246][79
.

1
1
11
=<≈=
δδ
β
Do đó độ bền uốn được thoã.
B. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH
Số liệu ban đầu:
Công suất
KWP 01,4
2
02,8
==
Số vòng quay bánh dẫn: n
1
= 970 vg/phút
Moment xoắn:
39480
2
78960
1
==T
Nmm
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
13
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Tỷ số truyền:
07,3

.1
1
==
xbr
ch
br
uu
u
u
Tuổi thọ L
h
= 7 năm tương đương 33600 giờ.
1. Số chu kỳ làm việc cơ sở.

74,2
4,2
31
10.547,1240.3030
===
HBN
HO
chu kỳ.

74,2
4,2
42
10.397,1230.3030
===
HBN
HO

chu kỳ.
Và: N
FO1
=N
FO2
=5.10
6
chu kỳ
2. Số chu kỳ làm việc tương đương:
7
3
1
10.5,176.
max
60 =






=
∑
iiHE
tn
T
Ti
cN
chu kỳ.
7

3
2
10.84,45.
max
60 =






=
∑
iiHE
tn
T
Ti
cN
chu kỳ.
7
6
1
10.7,166.
max
60 =







=
∑
iiFE
tn
T
Ti
cN
chu kỳ.
7
6
2
10.3,43.
max
60 =






=
∑
iiFE
tn
T
Ti
cN
chu kỳ.
Vì:

22112211
;;;
FOFEFOFEHOHEHOHE
NNNNNNNN >>>>
Nên ta có hệ số tuổi thọ:
1
2121
====
FLFLHLHL
KKKK
3. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
.70.2
lim
+=
HB
OH
δ
Bánh dẫn :
MPaHB
OH
550.70.2
1lim
=+=
δ
Bánh bò dẫn:
MPaHB
OH
530.70.2
2lim
=+=

δ
4. Ta có giới hạn mỏi uốn:
HB
OF
.8,1
lim
=
δ
Bánh dẫn :
MPaHB
OF
4328,1
1lim
==
δ
Bánh bò dẫn:
MPaHB
OF
4148,1
2lim
==
δ
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ]
HL
H
OH
H
K
s

9,0.
lim
δ
δ
=
Với s
H
=1,1 tra bảng 6.13 [3]
⇒
[ ]
MPaK
s
HL
H
OH
H
450
9,0.
1
1lim
1
==
δ
δ
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
14
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
⇒
[ ]
MPaK

s
HL
H
OH
H
64,433
9,0.
2
2lim
2
==
δ
δ
Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ]
MPa
HHH
82,441])[].([5,0
21
=+=
δδδ
6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:
[ ]
FL
F
OF
F
K
s

lim
δ
δ
=
Với s
F
=1,75 tra bảng 6.13 [3]
⇒
[ ]
MPaK
s
FL
F
OF
F
86,246
1
1lim
1
==
δ
δ
⇒
[ ]
MPaK
s
FL
F
OF
F

57,236
2
2lim
2
==
δ
δ
7. Do hộp gảim tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế
theo độ bền tiếp xúc.
Ta chọn:
ψ
ba
=0,16
Khi đó :
3256,0
2
)1.(
=
+
=
u
ba
bd
ψ
ψ
Ứng với ψ
bd
vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có :
K
H

β
= 1,01
K
F
β
= 1,045
8. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
[ ]
3
2
1

.
)1(43
u
KT
ua
Hba
H
w
δψ
β
+=

mm6,130
07,3.82,441.16,0
01,1.39480
)107,3(43
3
2

=+=
Theo tiêu chuẩn chọn: a
w
= 160mm.
9. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m
n
= (0,01÷0,02)a
w
(Ứng với HB
1
, HB
2
< 350HB)
⇒ ta chọn m
n
=3
10.Tính góc nghiêng răng β thoãđiều kiện sau: 30
o
<β<40
o
)1.(
40cos 2
)1.(
30cos.2
0
1
0
+
≥≥
+ um

a
Z
um
a
n
w
n
w
07,207,22
1
≥≥ Z
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
15
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Vậy ta chọn z
1
=22 răng.
Khi đó số răng bánh răng bò dẫn :z
2
=z
1
.u=22 .3,07=67,54
Ta chọn z
2
=68 răng.
11.Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:
09,3
1
2
==

z
z
u
sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=3,07 là
0,65%.
12.Góc nghiêng răng:

w
n
a
Zum
.2
).1.(
arccos
1
+
=
β

0
48,32
160.2
22).109,3.(3
arccos =
+
=
.
13.Các thông số hình học của bộ truyền:
o Đường kính vòng chia:
mm

Zm
d
n
42,78
48,3 2cos
22.3
cos
.
0
1
1
===
β
mm
Zm
d
n
83,241
48,32cos
22.3
cos
.
0
1
2
===
β
o Đường kính vòng đỉnh:
24,84.2
11

=+=
na
mdd
mm
83,247.2
22
=+=
na
mdd
mm
o Khoảng cách trục:
160
cos2
)1(.
1
≈
+
=
β
umz
a
n
w
mm
o Chiều rộng vành răng:
Bánh bò dẫn:
6,25160.16,0.
2
===
ab

ba
ψ
mm.
Bánh dẫn:
6,3056,255
21
=+=+=
bb
mm
o Vận tốc vòng bánh răng:
)/(6)/(97,3
60000

11
smvsm
nd
v
th
=<==
π
(tra từ bảng 6.3 [3])
Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9.
o Xác đònh giá trò các lực :
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
16
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Bánh dẫn:
Lực vòng :
N
d

T
F
t
1009
2
1
1
1
==
Lực hướng tâm:
N
tgF
F
t
r
435
cos
.
1
1
==
β
α
Lực dọc trục:
NtgFF
ta
642.
11
==
β

Bánh dẫn:
Lực vòng :
N
d
T
F
t
965
2
2
2
2
==
Lực hướng tâm:
N
tgF
F
t
r
418
cos
.
2
2
==
β
α
Lực dọc trục:
NtgFF
ta

614.
22
==
β
14.Tính toán kiểm nghiệm giá trò ứng suất tiếp xúc:
o Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :

17,1
09,1
=
=
FV
HV
K
K
o Hệ số trùng khớp ngang:

βε
α
cos.)
11
.(2,388,1
21






+−=

ZZ

718,148,32cos.)
68
1
22
1
.(2,388,1
0
=






+−=
.
o Hệ số trùng khớp dọc:

744,1
3.
48,32sin.6,25
.
sin.
0
===
ππ
β
ε

β
n
w
m
b
.
Khi n
cx
=9 thì K
F
α
=1
Từ bảng 6.11 [3]ta chọn K
H
α
=1,15
o Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:
ub
uKT
d
ZZZ
w
H
w
HM
H
.
)1.( 2

1

1
+
=
ε
δ
Với:
MPaZ
M
275=
78,0
63,1
11
===
α
ε
ε
Z
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
17
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
523,1
)sin(
cos.2
==
tw
H
Z
α
β
Trong đó:

0
0
0
34,23
48,132cos
20tan
arctan
cos
tan
arctan
=








=








=
β

α
α
tw
K
H
=K
H
α
. K
H
β

. K
Hv
=1,266
⇒
MPaMPa
HH
82,441][6,268
=<=
δδ
Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc.
15.Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
o Xác đònh số răng tương đương.
65,36
)(cos
3
1
1
==

β
Z
Z
v
27,113
)(cos
3
2
2
==
β
Z
Z
v
o Hệ số dạng răng:
Bánh dẫn:
83,3
2,13
47,3
1
1
=+=
v
F
Z
Y
Bánh bò dẫn:
58,3
2,13
47,3

2
2
=+=
v
F
Z
Y
o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
45,64
][
1
1
=
F
F
Y
δ
08,66
]2[
2
=
F
Y
δ
⇒ Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
o Ứng suất uốn tính toán:
nw
FtF
F
mb

YYKFY
.

βε
δ
=
Với:
223,1
==
FvFFF
KKKK
βα
83,3
1
=
F
Y
.582.0
718,1
11
===
α
ε
ε
Y
.768,0
120
1 =−=
β
β

Y
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
18
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
⇒
MPaMPa
FF
86,246][01,23 =<=
δδ
Do đó độ bền uốn được thoã.
Bảng thông số bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:


SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
Bánh răng
Thông số
Cấp nhanh Cấp chậm
Bánh
dẫn
Bánh
bò dẫn
Bánh
dẫn
Bánh
bò dẫn
Khoảng cách
trục (a
w
)
160 200

Đường kính
vòng chia (d)
78,24 84,24 111 117
Đường kính
vòng đỉnh
(d
a
)
241.83 247,83 288 294
Chiều cao
răng (h)
6,75 6,75
Chiều rộng
vành răng
(b
w
)
30,6 25,6 85 80
Góc profin
gốc (
α
)
20
0
20
0
Góc nghiêng
răng β
32,48
0

0
0
19
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Kiểmnghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu :
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
20
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:
Mức dầu thấp nhất ngập (0,7 ÷2) chiều cao răng (h
2
=2,25m) của bánh răng 2, nhưng
ít nhất là 10mm
Khoảng cách giữa mức dấu thấp nhất và cao nhất là:
h
max
–h
min
=10 ÷ 15mm
1. Mức dấu cao nhất không ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (d
a4
/6).
Ta có h
2
= 2,25m = 2,25.3 = 6,75 <10mm
H = d
a2
/2 - 10 – (10 ÷ 15) = 103,9 ÷ 98,9 mm >d
a4
/3 = 98 mm

Với: d
a2
=247,83mm
d
a4
=294mm
Vậy hộp gảm tốc thõa điểu kiện bôi trơn ngâm dầu

2.3 THIẾT KẾ TRỤC
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
21
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Vật liệu chế tạo trục là thép 45C tôi cải thiện.
Giới hạn bền:
δ
b
=750MPa.
Trò số của ứng suất uốn cho phép tương ứng với
δ
b
=750MPa tra trong bảng
10.5 tài liệu [1]: [
σ
]=63MPa
ng suâ`t xoắn cho phép: [
τ
]=20÷25 MPa đối với trục vào, ra
[
τ
]=10÷15 MPa đối với trục trung gian.

Xác đònh sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:
3
].[2,0
τ
T
d
≥
1. Trục I :với T
1
=78960Nm
[τ ]=20MPa
mm
T
d 27
].[2,0
3
1
1
=≥
τ
Chọn d
1
=28mm
2. Trục II :với T
2
=233259Nm
[τ ]=20MPa
mm
T
d 8,38

].[2,0
3
2
2
=≥
τ
Chọn d
1
=40mm
3. Trục III :với T
3
=582057Nm
[τ ]=25MPa
mm
T
d 8,48
].[2,0
3
3
3
=≥
τ
Chọn d
1
=50mm
Xác đònh khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:
1. Trục I:
ng với d
1
=28 mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b

0
=18mm theo bảng 10.2 tài liệu
[1].
Ta có:
l
12
=-l
c12
= -[0,5(l
m11
+b
o
) +k
3
+h
n
]=60mm
với l
m11
=42mm là chiều dài ma của nối trục đàn hồi.
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
22
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
k
3
=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1]
h
n
=20mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )
l

13
=l
22
= 48mm
l
14
=l
24
= 178mm
2. TrụcII:
ng với d
1
=40 mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b
0
=23mm theo bảng 10.2 tài liệu
[1].
Ta có:
l
22
= [0,5(l
m22
+b
o
) +k
1
+k
2
]=48mm
với l
m22

=35mm là chiều dài ma của 2 cặp bánh răng nghiêng.
k
1
=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1])
k
2
=9mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )
l
23
=l
22
+ [0,5(l
m22
+l
m23
) +k
1
=113mm
với l
m23
=85mm chiều dài ma bánh răng dẫnï, răng thẳng
l
24
=2l
23
-l
22
= 178mm
3. TrụcIII:
ng với d

1
=50 mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b
0
=27mm theo bảng 10.2 tài liệu
[1].
l
32
=l
23
= 113mm
l
33
=2l
22
+ l
c33
= 297mm
l
c33
= [0,5(l
m31
+b
o
) +k
3
+h
n
]=71mm
với l
m31

=65mm là chiều dài ma của bánh xích.
k
3
=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1]
h
n
=15mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )
Ta có: l
11
=l
21
= l
31
=2l
23
= 226mm.
A. TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC:
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
23
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
I. Trục I:
Ta có:
NFF
tt
1009
21
==
NFF
rr
435

21
==
NFF
aa
642
21
==
Nmm
dF
MM
a
25115
2
11
21
===
Nối trục đàn hồi:
Với:F
r3
=(0,2÷0,3)F
t
⇒ F
r3
=0,3.(2T/D)=658N với chiều ngược với chiều
của lực vòng trên bánh răng.
Trong đó: T= 78960Nmm
D= 72mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra
bảng16.10a tài liệu [2].
Biểu đồ moment:
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG

24
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Mx
T
78960
39480
39480
79527
56817
20880
45995
20880
45995
xy
Fr3Rbx=176N
Ft1
Ft1
Rax=1184
My
Ma2
Ma1
Rby=435N
Ray=435N
Fr2
Fr1
yz
B
E
D
C

A
x
z
y
Fr3
Fa1
Fa1
Ft2Ft1
Fr2
Fr1
1. Tính phản lực tại các gối tựa:
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG
25