Đồ án: Trụ 2 cấp có bánh răng giữ

ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ ĐIỆN TỬ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Đề tài:
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
GVHD : Trần Thiện
SVTH : Nguyễn Quốc Tuấn
MSSV : 20404718
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 1
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH THÁNG 5-2007
MỤC LỤC:
Mục lục. Trang
Lời nói đầu 3
Phần 1: Giới thiệu chung về đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải
1.1. Phân tích nhiệm vụ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4
1.2. Xác đònh các yêu cầu kỹ thuật . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4
1.3. Nhiệm vụ phải làm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5
1.4. Lập kế hoạch thực hiện . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5
1.5. Xây dựng các phương án thiết kế . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7
Phần 2: Tính toán và thiết kế
Chương I: Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền . . . . . . . . 8
I.1. Chọn động cơ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8
I.2. Phân phối tỉ số truyền . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8
Chương II: Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động . . . . . . . . . . . . 10
II.1. Thiết kế bộ truyền xích và bộ truyền đai. . . . . . . . . . . . . . . . . 10
II.2. Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13

II.3. Thiết kế Trục – Then – Khớp nối . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
II.3.1. Thiết kế Trục – Then . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
A. Thiết kế trục . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
B. Chọn then . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37
II.3.2. Chọn khớp nối . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39
II.4. Tính toán và chọn ổ lăn . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40
II.5. Chọn các chi tiết phụ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44
II.6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46
Bảng dung sai lắp ghép . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47
Tài liệu kham khảo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 2
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
LỜI NÓI ĐẦU
LỜI NÓI ĐẦU
Ngày nay các hệ thống dẫn động cơ khí được sử dụng rộng rãi trong các
ngành công nghiệp và sản xuất đời sống.Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống
dẫn động cơ khí rất lớn và việc sản xuất ra các thiết bò này là một công việc tất
yếu hiện nay.
Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí trong
nhà trường là môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí vận dụng kiến thức đã học
vào việc thiết kế một hệ thống truyền động cụ thể.Ngoài ra môn học này còn giúp
sinh viên củng cố các kiến thức các môn học liên quan,vận dụng khả năng sáng
tạo,tìm hiểu về các hệ thống,nắm vững các quá trình thiết kế để có thể vận dụng
vào thiết kế các hệ thống cơ khí khác và hoàn thành tốt đồ án môn học này sẽ tạo
điều kiện cho sinh viên thực hiện tốt luận án tốt nghiệp sau này.
Trong quá trình thực hiện đồ án môn học này,chúng em luôn được sự hướng dẫn
của thầy cô trong các bộ môn trong khoa cơ khí và thầy Trần Thiện, thầy Phan Tấn
Tùng hoàn thành đồ án môn học này.Em xin cảm ơn sự giúp đỡ của các thầy cô.
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 3
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện

Phần 1:Giới thiệu chung về đồ án thiết kế hệ thống băng tải.
1.1 Phân tích nhiệm vụ:
*Gồm các yêu cầu sau:
+Xác đònh yêu cầu kỹ thuật.
+Phân tích ý tưởng và chọn phương án thiết kế.
+Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.
+Tính toán thiết kế các chi tiết(bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc).
+Thiết kế kết cấu,vẽ phác.
+Thực hiện bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết.
+Tổng hợp đồ án và thuyết minh.
1.2 Yêu cầu kỹ thuật:
-Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm:
1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ.
2. Hệ thống truyền động cơ khí.
*Số liệu ban đầu:
-Lực vòng trên băng tải:F = 7000 (N)
-Vận tốc xích tải :v = 1.15 (m/s)
-Số răng đóa xích tải: z=11(răng)
-Bước xích tải: p=110(mm)
-Thời gian phục vụ : 7 (năm)
-t
1
= 45 (giây) -T
1
= T
-t
2
= 24 (giây) -T
2
= 0,8T

-t
3
= 12(giây) -T=0,9T
1.4.1 Ý tưởng thiết kế:
a. Động cơ + bộ truyền trong + bộ phận công tác:Bộ truyền trong (kín) thường
dùng hộp giảm tốc.
Ưu điểm:Các cơ cấu nằm trong nắp hộp được che kín nên tránh được bụi
bẩn,hiệu suất làm việc cao.
Khuyết điểm:Hộp giảm tốc lớn vì tỉ số truyền chỉ phân phối cho bộ truyền
trong. Nên bố trí cồng kềnh và đắt tiền.
*Nhận xét:Không nên sử dụng bộ truyền trong để làm phương án truyền động.
b. Động cơ + bộ truyền ngoài + bộ phận công tác:Bộ truyền ngoài (hở): dùng
bộ truyền xích hoặc bộ truyền đai,bộ truyền động bánh răng rất ít dùng.
*Nhận xét:Bộ truyền ngoài truyền chuyển động trực tiếp từ động cơ đến bộ
phận công tác nhưng phương án này không phù hợp,bộ truyền ngoài có tuổi thọ
kém,tỉ số truyền bò thay đổi khi quá tải.Không nên dùng bộ truyền ngoài trực
tiếp.
c. Phối hợp: Động cơ + bộ truyền ngoài + bộ truyền trong + bộ phận công tác.
Động cơ + bộ truyền trong + bộ truyền ngoài + bộ phận công tác.
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 4
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Ưu điểm:Hộp giảm tốc nhỏ gọn vì tỉ số truyền được phân phối đều cho cả bộ
truyền trong và bộ truyền ngoài.
*Nhận xét:Nên chọn phương án này làm phương án thiết kế.
1.4.2 Xây dựng phương án thiết kế:
a. Bộ truyền ngoài:
* Bộ truyền đai:
Ưu điểm:Có thể truyền giữa các trục ở khoảng cách xa (> 15m). Tính chất đàn
hồi cao,có thể trượt khi làm việc quá tải.Độ dẻo dai cao,truyền động êm nên làm
việc không gây ồn,thích hợp truyền động lớn.Vận tốc truyền động của đai

lớn.Kết cấu đơn giản,không cần bôi trơn.
Khuyết điểm:Phải căng đai trước khi làm việc,kích thước bộ truyền đai lớn.Tỉ
số truyền thay đổi được khi bò trượt đai.Tải trọng tác dụng lên các trục và ổ lớn
(từ 2 đến 3 lần bánh răng).Tuổi thọ kém (từ 1000 đến 1500 giờ).
* Bộ truyền xích:
Ưu điểm:Không trượt,hiệu suất làm việc cao.Làm việc không phải căng
xích,kích thước nhỏ hơn bộ truyền đai.Truyền động được nhờ sự ăn khớp giữa dây
xích và bánh xích,có thể cùng lúc truyền chuyển động và công suất cho nhiều
bánh xích bò dẫn.Có thể dùng bộ truyền xích để thay đổi tốc độ(tăng hoặc giảm
tốc độ).Khả năng tải và hiệu suất làm việc cao hơn truyền động đai.
Khuyết điểm:Bộ truyền xích làm việc ồn và gây tải trọng phụ.Phải kiểm tra
hệ thống bôi trơn thường xiêng.Khi bôi trơn không đảm bảo và môi trường làm
việc nhiều bụi bẩn thì xích nhanh bò hư.Dễ bò mòn bánh xích,răng và bản lề,dễ
đức xích khi làm việc quá tải.
b. Hộp giảm tốc:
* Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển:
Ưu điểm:Kết cấu hộp giảm tốc đơn giản.
Khuyết điểm:Bánh răng bố trí không đều trên các trục nên lực phân bố không
đều.Kích thước hộp giảm tốc lớn.
*Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục:
Ưu điểm:Kích thước hộp giảm tốc theo chiều dài nhỏ nên hộp giảm tốc này
nhỏ hơn các loại khác.Làm việc chắc chắn.
Khuyết điểm:Hạn chế khả năng chọn phương án vì bố trí chiều ngang rộng.
Kết cấu hộp giảm tốc phức tạp,khó bôi trơn các ổ trong vỏ hộp.Khả năng tải cấp
nhanh chưa dùng hết.
*Hộp giảm tốc cấp chậm phân đôi:
Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục. Sử dụng tối đa khả năng tải hai
cặp bánh răng.Mô men xoắn trên các trục trung gian nhỏ chỉ bằng một nửa mô
men xoắn cần truyền.Tập trung ứng suất ít hơn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai
cấp dạng khai triển do bánh răng và ổ bố trí đối xứng.

Khuyết điểm:Cấu tạo hộp giảm tốc phức tạp do bánh răng cấp chậm lớn.
Bề rộng hộp giảm tốc lớn.
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 5
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
*Hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ:
Ưu điểm:Truyền động được cho hai trục chéo nhau.Bố trí gọn hơn so với các
hộp giảm tốc khác.
Khuyết điểm:p lực phân bố không đều trên các răng.Hiệu suất truyền động
kém (so với bộ truyền bánh răng trụ chỉ bằng 0,85).Kích thước bánh răng
lớn.Bánh răng côn khó chế tạo.
1.5 Chọn phương án thiết kế:
* Chọn bộ truyền ngoài: Chọn bộ truyền xích làm phương án thiết kế bộ
truyền ngoài.Vì kết cấu bộ truyền xích có kết cấu nhỏ gọn,vận tốc băng tải nhỏ
nhưng lực kéo lớn thích hợp dùng bộ truyền xích.
* Chọn hộp giảm tốc:Chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục làm
phương án thiết kế hộp giảm tốc.hộp giảm tốc này mục đính hạn chế về chiều
dài.
 Phương án thiết kế:Động cơ + hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng
trục + bộ truyền xích.
*Sơ đồ động hệ dẫn động xích tải :
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 6
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Phần 2: Tính toán và thiết kế:
Chương I.Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.
I.1 Chọn động cơ:
Công suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc,ta có:P
t
= P
tđ
P

tđ
=
∑
∑
i
ii
t
tP .
2
=
∑
∑
i
ii
t
tT
n
.
10.55,9
2
6
=
∑
∑







i
i
i
t
t
T
T
Tn
2
6
.
10.55,9
.
=
∑
∑






i
i
i
t
t
T
T
vF

2
.
1000
.
P
tđ
= 7,29 kW
Công suất động cơ cần thiết:P
ct
=
η
t
P
kW
Với
η
hiệu suất truyền động,
kxbrol
ηηηηη

24
=
Trong đó:
ol
η
= 0,99 hiệu suất ổ lăn được che kín.
br
η
= 0,98 hiệu suất 2 cặp bánh răng trụ răng thẳng được che kín.
x

η
= 0,95 hiệu suất bộ truyền xích được che kín.
k
η
= 0,99 hiệu suất khớp nối
k
η
= 0,95 hiệu suất đai
=>η = 0,84
P
ct
= 8,68 kW
Số vòng quay sơ bộ:n
sb
= n
lv
.u
t
= n
lv
.u
h
.u
n
Với n
lv
số vòng quay làm việc,n
lv
= 57 vòng/phút
u

h
- tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ,u
h
=
408 ÷
.
u
n
- tỉ số truyền bộ truyền ngoài,u
n
= u
x
=
52 ÷
.
⇒
n
sb
= = 2042,88 vòng/phút
* Chọn số vòng quay sơ bộ: n
đc
= n
sb
=3000 vòng/phút
* Điều kiện chọn động cơ:



≈
≥

sbđc
sbđc
nn
PP
Theo phụ lục P.1.3,tài liệu tính toán và thiết kế HTTĐCK-Đặng Chất-NXB
Giáo dục chọn động cơ 4A132M2Y3 với P
đc
= 11 kW và n
đc
= 2907 vòng/phút,
đm
k
T
T
= 2.
I.2 Phân phối tỉ số truyền:
Tỉ số truyền chung của hệ:u
t
=
lv
đc
n
n
= 51
Công suất làm việc: P
lv
= P
tđ
= 8,05kW
P

3
= P
lv
\ n
ol
.n
br
=8,21 kW
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 7
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
P
2
= P
3
\ n
ol
.n
br
=8,465 kW
P
1
= P
2
\ n
ol
.n
br
=8,725 kW
Tính tỉ số truyền trong hộp giảm tốc u
h

,chọn sơ bộ u
h
= 12,75
Vì hộp giảm tốc đồng trục:u
1
= u
2
=
u
= 3.57
Trong đó:u
1
,u
2
là tỉ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm.
Số vòng quay các trục:
n
Ι

=n
đc
\ n
bđ
=2907 \ 2 = 1453,5

vòng/phút
n
ΙΙ

=n

Ι
\ u
1
=1453,5 \ 2 = 407,14

vòng/phút
n
ΙΙΙ

= n
ΙΙ
\ u
2
=407,14 \ 2 = 114,04

vòng/phút
Mô men xoắn động cơ và các trục:
i
i
i
n
P
T .10.55,9
6
=
 T
1
= 57326,28 Nmm
 T
1

= 198557,62 Nmm
 T
1
= 687526,3 Nmm
Bảng thông số cho động cơ và các trục.
Trục
Thông số
Động
cơ
I

II III
Công suất P,kW 11 8,725 8,465 8,21
Tỉ số truyền u 51 3.57 3,57 4.04
Số vòng quay n,vòng/phút 2907 1453,5 407,14 114,04
Mô men xoắn T,Nmm 72273,8 57326,28 168547,62 627526,3
Chương II. Tính toán và thiết kế các chi tiết truyền động.
II.1. Thiết kế bộ truyền xích:
1. Chọn xích tải:
Lực vòng xích tải F = 7000 N
Vận tốc băng tải v = 1,15 m/s
=> Chọn xích con lăn 2 dãy.Vì tải trọng nhỏ và vận tốc băng tải bé.Độ bền
mỏi cao,chế tạo ít phức tạp hơn xích ống.
2. Xác đònh các thông số của xích và bộ truyền xích:
a. Chọn số răng đóa xích:
Với u
x
= 2,02
Số răng đóa nhỏ : Z
1

= 29 – 2.u
≥
19
⇔
Z
1
= 29 – 2.2,02 = 25 răng
Số răng đóa lớn: Z
2
= u
x
.Z
1
= 4.25 = 51 răng
b. Xác đònh bước xích:
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 8
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Công suất tính toán:
[ ]
P
k
kkkP
P
d
zn
t
≤=


Trong đó:

k
z
= Z
01
/Z
1
= 25/Z
1
= 1 hệ số răng.
k
n
= n
01
/n
1
hệ số vòng quay.
n
01
= 200 (vòng/phút) chọn theo bảng 5.5[1]
n
1
= n
III
=114,03 (vòng/phút)
⇒
k
n
= 200/114,03 = 1,75
k = k
0

.k
a
.k
đc
.k
đ
.k
cđ
,tra bảng 5.6[1] ta được:
k
0
= 1 đường nối hai tâm đóa xích so với phương ngang nghiêng đến 60
0
.
k
a
= 1 hệ số khoảng cách trục a= (30 . . . 50).p
k
đc
= 1 vò trí được điều chỉnh bằng một trong các đóa xích.
k
đ
= 1,2 tải trọng tónh
k
c
= 1,25 băng tải làm việc hai ca.
k
bt
= 1,3 môi trường làm việc có bụi,bôi trơn đạt yêu cầu.

⇒
k = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95
k
d
hệ số phân bố không đều tải trọng,số dãy xích là 3 thì k
d
= 1,7
P = P
III
= 8,21 (kW) công suất cần truyền.
Công suất tính toán: P
t
= 8,21.1,95.1,75.1 =28,05 kW
P
d
=p
t
/1,7=16,47

Tra bảng 5.5[1] với n
01
= 200 (vòng/phút) chọn bộ truyền xích 2 dãy có bước
xích p = 31,75 (mm) thõa điều kiện bền mòn P
t
<
[ ]
P
= 19,3 đồng thời tra bảng
5.8[1] ta có p < p
max

c. Khoảng cách trục và số mắt xích:
Khoảng cách trục: a = (30 . . . 50).p
Chọn a = 40.p = 40.31,75 = 1270 mm
Số mắt xích:
pZZ
a
ZZ
p
a
x .).(
4
1
).(
2
1.2
2
12
2
21
−+++=
π
=118,4
Lấy số mắt xích chẵn x
c
= 120 (số mắt xích phải chẵn),tính khoảng cách trục a
*
:
a
*

= 0,25.p.
( ) ( )
[ ]
( )
[ ]






−−+−++−
2
12
2
1212
/.2.5,0.5,0
π
ZZZZxZZx
cc

*
a⇔
= 1303,56 mm
Để xích không chòu lực căng quá lớn,cần giảm bớt khoảng cách trục a:
∆
a = (0,002 . . . 0,004).a = 0,004.1270 = 3,81 mm
Do vậy: a = 1299,75 mm
Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây: i= z
1

.n
1
/(15.x)
≤

[ ]
i
Trong đó:
[ ]
i
số lần va đập cho phép,tra bảng 5.9[1] ta có
[ ]
i
= 35 1/s
i = 25.114,13/(15.120) = 1,58/s <
[ ]
i
3. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
a. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn:
S = Q/(k
đ
.F
t
+ F
0
+F
v
)
≥

[ ]
S
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 9
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Trong đó:
Q tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2[1]:Q = 177 kN
Khối lượng 1 mét xích: q
1
=7,3 kg
k
đ
= 1,2 hệ số tải trọng ứng chế độ làm việc nặng
v = Z
1
.p.n
1
/60000 = Z
1
.p.n
III
/60000 = 25.31,75.114,03/60000 = 1,5 m/s
F
t
= 1000.P/(k
d
.v) =1000.P
III
/2,5.v =1000.8,21/1,5 = 5473 N
F
0

= 9,81.k
f
.q.a = 9,81.4.7,3.1,2998 =372,3 N
k
f
= 4 bộ truyền nghiêng 1 góc < 60
0
F
v
= q.v
2
= 7,3.1,5
2
= 16,425 (N)
Do đó: S = 177.10
3
/(1,2.5473 + 372,3 + 16,425) = 25,44
Tra bảng 5.10[1]với n = 200 vòng/phút thì
[ ]
S
= 8,5
Vậy S >
[ ]
S
nên bộ truyền xích bảo đảm đủ bền.
b. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đóa xích:
[ ]
HdvđđtrH
kAEFKFk
σσ

≤+= )./() (.47,0
1
Trong đó:
[ ]
H
σ
ứng suất tiếp xúc cho phép,tra bảng 5.11[1]
[ ]
H
σ
= 600 Mpa
E = 2,1.10
5
Mpa
A = 446 mm
2
diện tích chiếu mặt tựa bản lề của con lăn.
k
d
=1,2 dùng cho xích 2 dãy
Z
1
= 25
⇒
k
r
= 0,42
F
vđ
:lực va đập trên 1 dãy xích

F
vđ
= 13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.114,13.31,75
3
.2 = 9,49(N)
K
đ
= 1,3
1H
σ
⇒
= 446,7 Mpa ≤ [
H
]
Và
1
H
σ
=
2H
σ
Chọn thép 45 tôi cải thiện có ứng suất tiếp cho phép

[ ]
H
σ
= 600 MPa và đạt
độ rắn HB210,bảo đảm độ bền tiếp xúc cho răng hai đóa.
4. Các thông số của đóa xích và lực tác dụng lên trục:
a. Đường kính đóa xích:
Đường kính vòng chia của đóa xích được xác đònh:
d
1
= p/sin(
π
/Z
1
) =31,75/sin(180/25) = 253,32 mm
d
2
= p/sin(
π
/Z
2
) = 31,75/sin(180/51) = 515,75 mm
da
1
= p.(0,5 + cotg(180/Z
1
)) = 31,75.(0,5 + cotg(180/25)) = 267.2 mm
da
2
= p.(0,5 + cotg(180/Z

2
)) = 31,75.(0,5 + cotg(180/51)) = 530,65 mm
Với r = 0,5025.d
I
+ 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 =9,6 mm
Tra bảng 5.2[1] d
I
= 19,05 mm
df
1
= d
1
– 2.r = 253,32 -2.9,6 = 234,12 mm
df
2
= d
2
– 2.r = 515,75 – 2.9,6 = 496,55 mm
b. Lực tác dụng lên trục:
F
R
= k
x
.F
t
= 6.10
7
.k
x
.P/Z.p.n

k
x
=1,15 hệ số trọng lượng xích khi nghiêng 1 góc < 40
0
F
t
lực vòng
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 10
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
F
R
= 1,15.5473 = 6293,95 N
II.2 Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng:
1. Chọn vật liệu:
Từ các thông số ban đầu thống nhất hai cấp bánh răng chọn cùng vật liệu:
Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọn
HB260),tra bảng 6.1[1] ta có б
b1
= 850MPa, б
ch1
= 580MPa.
Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọn
HB255),tra bảng 6.1[1]ta có б
b2
= 850MPa, б
ch2
= 580MPa.
2. Xác đònh ứng suất cho phép:
Xác đònh ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:
[б

H
] = (б
0
Hlim
/ S
H
).Z
R
.Z
V
.K
XH
.K
HL
[б
F
] = (б
0
Flim
/ S
F
).Y
R
.Y
S
.K
XF
.K
FC
.K

FL
Trong đó:Sơ bộ chọn Z
R
.Z
V
.K
XH
=1
Y
R
.Y
S
.K
XF
=1
б
0
Hlim
ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở.
б
0
Flim
ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở.
Tra bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350
б
0
HLim
= 2HB + 70(Mpa); S
H
=1,1; б

0
Flim
=1,8.HB(Mpa); S
F
=1,75
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Bánh răng nhỏ: б
0
HLim1
= 2.245 +70 = 560 MPa.
б
0
FLim1
= 1,8.245 = 441 MPa.
Bánh răng lớn: б
0
HLim2
= 2.230 + 70 = 530 MPa.
б
0
FLim2
= 1,8.230 = 414 Mpa.
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:N
HO
=30.
4.2
HB
H
N
HO1

=30.(245)
2.4
=1,6.10
7

N
HO2
=30.(230)
2.4
=1,39.10
7

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất uốn:N
FO
=4.10
6
Số chu kỳ thay đổi khi thử ứng suất tương đương:
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 11
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
N
HE
=

60 cnt
Σ

= 60.c.
∑









ii
i
tn
T
T

3
max
N
FE
= 60 cnt
Σ
= 60.c.
∑








ii
m

i
Tn
T
T
F

max
m
F
:bậc đường cong mỏi khi thử về uốn,m
F
=6 khi HB < 350
c:số lần tiếp xúc trong một vòng quay,c = 1
n:số vòng quay trong một phút.
t
Σ
:
tổng số thời gian làm việc, t
Σ

= 7.300.8.2 = 33600giờ (làm việc 2 ca)
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 2 bánh:
N
HE

1
= 60.c.(n
1
/u
1

).
∑
i
t
.
∑








i
i
t
T
T
.
3
max
⇔
N
HE

1
= 60.1.(114,03/3,57).33600.(1.45/101+0,8
3
.44/101+0,9

3
.12/101)=4,8.10
7
Ta có:N
HE

1
> N
HO1
do đó:K
HL2
=1. =>N
HE1
> N
HO1
do đó K
HL1
=1.
N
FE1
= 60.c.( n
1
/u
1).
∑
i
t
.
∑









i
i
T
T
T
.
6
max
⇔
N
FE1
= 60.1.(114,03/3,57).33600.(1
6
.45/101 + 0,8
6
.44/101 + 0,9
6
.12/101) =
2,55.10
7
>4.10
6
=N

F0
Ta có:N
FE

1
> N
FO1
do đó K
FL1
=1. =>N
FE1
> N
FO1
do đó K
FL1
=1.
Sơ bộ ta xác đònh được ứng suất tiếp xúc cho phép:[б
H
] = б
0
Hlim
.K
HL
/S
H.
[б
H1
]

= б

0
Hlim1
.K
HL1
/S
H
= 560.1/1,1=509a.
[б
H2
]

= б
0
Hlim2
.K
HL2
/S
H
= 530.1/1,1=481,8
=>bánh răngï trụ răng thẳng:[б
H
] =
2
1
.([б
H
]
1
+ [б
H

]
2
) = 495,4 Mpa
Sơ bộ ta xác đònh được ứng suất uốn cho phép:[б
F
]= б
0
Flim
.K
Fc
.K
FL
/S
F.
Với bộ truyền quay một chiều K
FC
=1.
SF=1,75
[б
F1
] = 441.1.1/1,75 = 252 MPa.
[б
F2
] = 414.1.1/1,75 = 236,5 MPa.
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 12
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Ứng suất quá tải cho phép:[б
H
]
MAX

=2,8.б

ch1
= 2,8.450 = 1260 MPa.
[б
F1
]
MAX
=0,8.б

ch1
= 0,8.580 = 464 MPa.
[б
F2
]
MAX
=0,8.б

ch2
=0,8.450=360 MPa.
3. Tính toán cấp nhanh:
a. Xác đònh sơ bộ khoảng cách trục:
a
w1
=K
a.
(u
1
±
1)

3
2
2
2
][
.
baH
H
u
KT
ψσ
β
(+): ứng với tiếp xúc ngoài
(-): Ứng với tiếp xúc trong
Bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài:a
w1
= K
a.
(u
1
+1)
3
2
2
2
][
.
baH
H
u

KT
ψσ
β
T
1
mômen xoắn trên trục chủ động.T
1
= 57326,28 Nmm
Tra bảng 6.5[1]=>K
a
= 49,5 :hệ số phụ thuộc vào vật liêụ của cặp bánh răng
và loại răng.
Tra bảng 6.6[1]=> Ψ

ba
= 0,4
Ψ

bd
= 0,5.Ψ
ba
.(u
1
+1)= 0,53.0,2.(3,57 + 1) = 0,968
Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được K
H
β
= 1,07 :hệ số kể đến sự phân bố
không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.
 a

w1
= 126,537 mm.
Chọn tiêu chuẩn a
w1
= 200 mm
b. Xác đònh thông số ăn khớp:
Chọn m = (0,01…0,02)a
w1
= (0,01…0,02).200 = 2…4 mm
Theo bảng 6.8[1] chọn m = 3 mm.
β
= 0 vì bánh răng thẳng răng trụ
Số răng bánh nhỏ:z
1
=2a
w1
.cos
β
/[m.(u
1
+1)]=29,1
⇒
Chọn z
1
= 29
Số răng bánh lớn:z
2
= u
1
.z

1
=104.
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:u
m
= z
2
/z
1
= 102/29 = 3,58
c. Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 13
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền .Ở
đây yêu cầu với độ ổn đònh và đôï chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng
đến khả năng làm việt của bộ truyền.Nhờ vâïy mà ta có thể thay một vài thông số
nếu cần thiết.
Hệ số dòch chỉnh tâm y và hệ số k
y
là :
A
w
={3.(29+104)}/2=199,5
Cần phải dòch chuyển 1 khỏang la :y=0,5
K
y
=(100.0,5)/(104+19)=3,75 k
x
=0,122
∆
y

= (0,122.{104+19})/10000=0,016
X
t
=0,5+0,016=0,516 từ đó x
1
=0,117 và x
2
=0,399
ng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:б
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
2
12
2

)1.(.2
wmw
mH
dub
uKT +

Trong đó:

Z

M
:hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp.
Z
H
:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos.2

Z
ε
:Hệ số trùng khớp của bánh răng.Tra bảng 6.5[1] => Z
M
= 274 Mpa
1/3

b
β
:góc nghiêng:tg
b
β
= cos
t
α
.tg

β
,theo TCVN 1065-71 chọn
α
= 20
0
t
α
=
t
α
w
= arctg(tg
α
/cos
β
) = 20,38
0
góc ăn khớp.
Do đó:Z
H
= 1,75
Z
ε
=
β
ε
1
=
79,0
1

= 1,658
Trong đó:
β
ε
:hệ số trùng khớp dọc với
β
ε
= b
w
.sin
β
/(
π
.m)
b
w
=
ba
ψ
.a
w
= 0,4.200 = 40
=>
β
ε
= 40.sin0
0
/(3.
π
) =0

SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 14
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Hệ số ăn khớp ngang:
α
ε
= [1,88 – 3,2.(
1
1
z
+
2
1
z
)].cos
β
=>
α
ε
=1,738 (
β
= 0 bằng 0 )
Đường kính vòng lăn bánh: d
w1
= 2.a
w2
/(u
m
+1) = 2.200/(3,58+1) = 87,33 mm
Vận tốc vòng:v =.d
w1

n
1
= 6,64 m/s
Tra bảng 6.13[1],cấp chính xác 7 vì bánh răng trụ thẳng v> 6 m/s.Tra bảng
6.14[1] chọn
α
H
K

= 1,07

δ
H
hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1]
δ
H
= 0.004
Tra bảng phụ lục p2.3 và nội suy k
v
= 1,235 K
hα
=1
Hệä số khi tính tải trọng tiếp xúc:K
H
=
αβ
HHVH
KKK
= 1,07.1.1,235 = 1,322
ng suất tiếp xúc:

H
σ
= Z
M
.Z
H
. Z
ε
.
) (
)1.( 2
2
11
12
wmw
H
dub
uKT +
≤
[
H
σ
]
=>
H
σ
= 448 MPa
Vì
H
σ

< [
'
H
σ
] =495,4 MPa do đó thoã mãn độ bền tiếp xúc.
d. Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Để đảm bảo uốn cho răng.Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một
giá trò cho phép.
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
1
12
1
βε
σ
=
≤
[σ
F1
]
σ
F2
=
1
21

.
F
FF
Y
Y
σ
≤
[σ
F2
]
Trong đó:
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 15
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Y
ε
:hệ số trùng khớp của răng:Y
ε

= 1/ε
α

= 1/1,738 = 0,575
Y
β
:hệ số kể đến độ nghiêng của răng thẳng : Y
β

=1
K
F

=K
FB
.K
F
α
.K
Fv
hệ số tải trọng khi tính uốn.

K
FB:
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng,tra bảng 6.7[1]:K
FB
= 1,16
K
F
α
:hệ số sự ïphân bố không đều tải trọng bánh răng thẳng,K
F
α
=1,22
K
Fv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp
Tra bảng phụ lục p2.3 ta có K
Fv
=1.55
Do đó K
F

= 1,16.1,22.1,55= 2,19
Y
F1
,Y
F2
lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2.
Số răng tương đương: Z
V1
= z
1
/cos
3
β
= 29

Z
v2
= z
2
/cos
3
β

= 104

(do bánh răng trụ răng thẳng nên
β
= 0 )

Tra bảng 6.18[1] và theo hệ số dòch chuyển của x ta có : Y

F1
= 3,7
Y
F2
= 3,54
Do đó: σ
F1
= 44,3 MPa
2F
σ
= (44,3.3,54)/3,7 = 42,4 MPa
Ta có:
σ
F1
= 44,3 MPa < [
'
1F
σ
] = 252 Mpa
σ
F2
= 42,4 MPa < [
'
2F
σ
] = 236,5 Mpa
Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn.
e. Kiểm nghiệm quá tải:
Khi mở máy hay hãm … bánh răng có thể bò quá tải do đó cần kiểm nghiệm
quá tải để tránh biến dạng dư hoặc biến dạng lớp bề mặt, ứng suất cực đại σ

Max
không vượt quá một giá trò cho phép:
Hệ số quá tải K
qt
= T
max
/T = 1,8
T: momen xoắn danh nghiõa
T
max
: momen xoắn quá tải
Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì σ
Hmax
= σ
H
.
qt
K

<[σ
H
]
max
σ
Hmax
= σ
H
.
qt
K

= 392,36. 1.8 =526,4 MPa < [σ
Hmax
]
σ
F1max
= σ
F1
.K
qt
= 44,3.1,8 = 80,287 Mpa
σ
F2max
= σ
F2
.K
qt
= 42,4.1,8 = 76,32

Mpa
[σ
F1
]
max
= 464 Mpa
[σ
F2
]
max
= 360 Mpa
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 16

ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
=>[σ
F1
]
max
> σ
F1max

[σ
F2
]
max
> σ
F2max
=>Vậy bánh răng bảo đảm được về quá tải cho phép.
g. Các thông số của bộ truyền bộ truyền cấp nhanh :
Khoảng cách trục:a
w1
= 200 mm. Tỷ số truyền:u
1
= 3,57
Môđun:m = 3. Góc nghiêng:
β
= 0
Chiều rộng vành răng: b
w1
= 40 mm.
Số răng bánh răng: z
1
= 29 ; z

2
= 104. Hệ số dòch chỉnh: x
1
= 0,116
x
2
= 0,399
Đường kính vòng chia: d
1
= 87 mm; d
2
= 312 mm.
Đường kính đỉnh răng: d
a1
= 93,606 mm; d
a2
=315,766 mm.
Đường kính đáy răng : d
f1
= 81,202 mm; d
f2
= 305,494mm.
Đường kính vòng cơ sở bánh: d
b1
= 86 mm; d
b2
= 307,4699 mm
4. Tính toán cấp chậm :
a. Xác đònh sơ bộ khoảng cách trục :
a

w2
=K
a.
(u
2
±
1)
3
1
2
1
][
.
baH
H
u
KT
ψσ
β
(+): ứng với tiếp xúc ngoài
(-): Ứng với tiếp xúc trong
Bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài:a
w2
= K
a.
(u
2
+1)
3
1

2
1
][
.
baH
H
u
KT
ψσ
β
Tra bảng 6.5[1]=>K
a
= 49,5 :hệ số phụ thuộc vào vật liêụ của cặp bănh và
loại răng.
Tra bảng 6.6[1]=> Ψ

ba
= 0,2
Ψ

bd
= 0,5Ψ
ba
(u
1
+1)= 0,5.0,4.(3,5 + 1) = 0,968
Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được K
H
β
= 1,11 :hệ số kể đến sự phân bố

không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 17
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
T
2
:momen xoắn trên trục 2
 a
w2
= 189,5 mm.
Chọn tiêu chuẩn a
w1
= a
w2
= 200 mm
b. Xác đònh thông số ăn khớp:
Chọn m=(0,01…0,02)a
w1
= (0,01…0,02).200 = 2…4 mm
Theo bảng 6.8[1] chọn m = 3 mm.
:
β
= 0
0

Số răng bánh nhỏ:z
1
=2a
w1
.cos
β

/[m.(u
1
+1)]=29,1
⇒
Chọn z
1
= 29
Số răng bánh lớn:z
2
= u
1
.z
1
= 104
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:u
m
= z
2
/z
1
= 104/29 = 3,58
c. Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:
Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truền .Ở
đây yêu cầu với độ ổn đònh và đôï chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng
đến khả năng làm việt của bộ truyền. Nhờ vâïy mà ta có thể thay một vài thông
số nếu cần thiết.
ng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:б
H
=Z
M

.Z
H
.Z
ε
.
2
11
1

)1.(.2
wmw
mH
dub
uKT +

Trong đó:

Z
M
:hệsố cơ tính của vật liệu bánh răng.Tra bảng 6.5[1] => Z
M
=274Mpa
1/3

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

b
α
β
2sin
cos.2

Z
ε
:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng.
b
β
:góc nghiêng:tg
b
β
= cos
t
α
.tg
β
,theo TCVN 1065-71 chọn
α
= 20
0
t
α
=
t
α
w
= arctg(tg

α
/cos
β
) = 20,38
0
góc ăn khớp. (
β
= 0 do bánh răng
thẳng răng trụ )
Do đó:Z
H
=
0
0
33,20.2sin
08,10cos.2
= 1,75
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 18
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Z
ε
=
α
ε
1
=
79,0
1
=1,658
Trong đó:

β
ε
:hệ số trùng khớp dọc với
β
ε
= b
w
.sin
β
/(
π
.m)
b
w
=
ba
ψ
.a
w
= 0,2.200 =40
=>
β
ε
= 40.sin0
0
/(3.
π
) =0
Hệ số ăn khớp ngang:
α

ε
= [1,88 – 3,2.(
1
1
z
+
2
1
z
)].cos
β
=>
α
ε
= [1,88 – 3,2{.( 1\29)+(1\104)}] =1,738
Đường kính vòng lăn bánh:d
w1
= 2.a
w1
/(u
m
+1) = 2.220/(3,58+1) = 87.33 mm
Vận tốc vòng:v = .d
w1
.n
2
= .87,33.407,14 = 1,86 m/s
Tra bảng 6.13[1] => Chọn cấp chính xác 9 vì bánh răng trụ răng thẳng
v < 2 m/s.Tra bảng 6.14[1] chọn
α

H
K

= 1,13
Hệ số dòch chỉnh tâm y và hệ số k
y
là :
A
w
={3.(29+104)}/2=199,5
Cần phải dòch chuyển 1 khoảng là :y=0,5
K
y
=(100.0,5)/(104+19)=3,75 k
x
=0,122
∆
y
= (0,122.{104+19})/10000=0,016
X
t
=0,5+0,016=0,516 từ đó x
1
=0,117 và x
2
=0,399
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc:tra bảng 6.7[1]=>
β
H

K
=1,11 K
hv
=1
Hệä số khi tính tải trọng tiếp xúc:K
H
=
αβ
HHVH
KKK
= 1,11.1,13.1 = 1,254
ng suất tiếp xúc:
H
σ
= Z
M
.Z
H
. Z
ε
.
) (
)1.( 2
2
111
11
ww
H
dub
uKT +

≤
[
H
σ
]
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 19
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
=>
H
σ
= 287,3 MPa
So sánh:
H
σ
< [
H
σ
],do đó thoã mãn độ bền tiếp xúc.
d. Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng.Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt
quá một giá trò cho phép.
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
1
11

1
βε
σ
=
≤
[σ
F1
]
σ
F2
=
1
21
.
F
FF
Y
Y
σ
≤
[σ
F2
]
Trong đó:
Y
ε
:hệ số trùng khớp của răng:Y
ε

= 1/ε

α

= 1/1,738 = 0,575
Y
β
:hệ số kể đến độ thẳng của răng: Y
β

=1
K
F
=K
FB.
K
F
α
.
K
Fv
hệ số tải trọng khi tính uốn.

K
FB
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng,tra bảng 6.7[1]:K
FB
= 1,16
K
F
α

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng bánh răng thẳng, K
F
α
=1,22
K
Fv
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp.

Tra bảng phụ lục p2.3 ta có K
Fv
=1.55
Do đó K
F
= 1,16.1,22.1,55= 2,19
Y
F1
,Y
F2
lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2.
Số răng tương đương: Z
V1
= z
1
/cos
3
β
= 29

Z

v2
= z
2
/cos
3
β

= 104

(do bánh răng trụ răng thẳng nên
β
= 0 )

Tra bảng 6.18[1] và theo hệ số dòch chuyển của x ta có : Y
F1
= 3,7
Y
F2
= 3,54
Do đó: σ
F1
= 44,3 MPa
2F
σ
= (44,3.3,54)/3,7 = 42,4 MPa
Ta có:
σ
F1
= 44,3 MPa < [
'

1F
σ
] = 252 Mpa
σ
F2
= 42,4 MPa < [
'
2F
σ
] = 236,5 Mpa
Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn.
e. Kiểm nghiệm quá tải:
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 20
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Khi mở máy hay hãm … bánh răng có thể bò quá tải do đó cần kiểm nghiệm
quá tải để tránh biến dạng dư hoặc biến dạng lớp bề mặt, ứng suất cực đại σ
Max
không vượt quá một giá trò cho phép:
Hệ số quá tải K
qt
= T
max
/T = 1,8
T: momen xoắn danh nghiõa
T
max
: momen xoắn quá tải
Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì σ
Hmax
= σ

H
.
qt
K

<[σ
H
]
max
σ
Hmax
= σ
H
.
qt
K
= 287,3. 1.8 =380,6 MPa < [σ
Hmax
]
σ
F1max
= σ
F1
.K
qt
= 44,3.1,8 = 80,287 Mpa
σ
F2max
= σ
F2

.K
qt
= 42,4.1,8 = 76,32

Mpa
[σ
F1
]
max
= 464 Mpa
[σ
F2
]
max
= 360 Mpa
=>[σ
F1
]
max
> σ
F1max

[σ
F2
]
max
> σ
F2max
=>Vậy bánh răng bảo đảm được về quá tải cho phép.
Các thông số của bộ truyền bộ truyền cấp chậm:

Khoảng cách trục:a
w1
= 200 mm. Tỷ số truyền:u
1
= 3,57
Môđun:m = 3. Góc nghiêng:
β
= 0
Chiều rộng vành răng: b
w1
= 40 mm.
Số răng bánh răng: z
1
= 29 ; z
2
= 104. Hệ số dòch chỉnh:x
1
= 0,116
x
2
= 0,399 mm.
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 21
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Đường kính vòng chia: d
1
= 87 mm; d
2
= 312 mm.
Đường kính đỉnh răng: d
a1

= 93,606 mm; d
a2
=315,766 mm.
Đường kính đáy răng : d
f1
= 81,202 mm; d
f2
= 305,494mm.
Đường kính vòng cơ sở bánh: d
b1
= 86,5 mm; d
b2
= 307,4699 mm
II.3. Thiết kế Trục – Then – Khớp nối:
II.3.1. Thiết kế Trục – Then:
A. Thiết kế trục :
1. Chọn vật liệu:Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 , có 
b
= 750 Mpa , ứng
suất xoắn cho phép [
τ
] = 10 30 MPa.
2.Tính sơ bộ đường kính trục :
d ≥
[ ]
( )
3
.2,0
τ
k

T
(mm)
Trong đó:
T
k
mô men xoắn trục k,với k = 1…3
Chọn đường kính sơ bộ các trục:d
I
= 25 mm, d
II
= 30 mm, d
III
= 45 mm.
3. Xác đònh sơ bộ bề rộng ổ:
Tra bảng 10.2[1] chiều rộng ổ lăn b
0
:
d
I
= 25 mm ⇒ B
0I
= 17 mm
d
II
= 30 mm ⇒ B
0II
= 19 mm
d
III
= 45 mm ⇒ B

0III
= 25 mm
4. Xác đònh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :
Chiều dài ma bánh răng trụ:l
m
= (1,2 … 1,5).d
l
m13
= l
m23
= 50
l
m22
= l
m32
= 40 mm
Chiều dài ma đóa xích:l
m33
= (1,2 … 1,5).d
III
= 1,4.45 = 63mm
Chiều dài ma nửa khớp nối: l
m12
= (1,4 … 2,5).d
I
= 35 mm
Tra bảng 10.3[1] chọn các giá trò:k
1
= k
2

= 10,k
3
= 15,h
n
= 15
* Khoảng công xôn trên trục thứ k:
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 22
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
l
c12
= 0,5.(l
m12
+ b
0I
) + k
3
+ h
n
= 0,5.(35 +17) +15+15 = 56
l
c33
= 0,5.(l
m33
+ b
0III
) + k
3
+ h
n
= 0,5.( 63+ 29) +15+15 = 74

*Chiều dài các đoạn trục :khoảng cách từ gối đỡ đến điểm đặt lực.
a. Trục I: l
12
= - l
c12
= -56 mm ;l
13
= 56,5 mm ;l
11
= 103 mm
b. Trục II: l
22
= 52,5 mm ;l
23
= 190,5 mm ;l
21
= 244 mm
c. Trục III: l
32
= 49,5 mm ;l
31
= 104 mm;l
33
= 178 mm
5. Xác đònh lực tác dụng của bộ truyền lên trục và đường kính trục:
Trục I:
Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ: F
t13
=2T/d
w1

=1098,2 N
F
r13
= 407,98 N
Lực tác dụng lên khớp nối: F
t12
= 2T/D
T
=341,3 N
F
r12
=102,366 N
lực dọc trục F
a13
=0 M
a13
= 0
Trong mặt phẳng YZ:





=−++=
=−++−=
∑
∑
0
0
111113131312120/

131211
10
rrar
rrrr
FlFlMFlM
FFFFY
⇒
F
r10
=-50 N
F
r11
=257,558
Trong mặt phẳng XZ:





=+−=
=++−−=
∑
∑
0
0
1111131312120/
13121110
ttt
tttt
FlFlFlM

FFFFX

⇒
F
t10
= -33N
F
t11
=727,67N
Mô men uốn tổng:M
j
=
22
yjxj
MM +
M
10
= 18488,122 Nmm M
12
= 0 Nmm
M
11
= 0 Nmm M
13
= 39753,188 Nmm
T=F
t.
d/2=13727,08 Nmm
Mô men tương đương:M
tđj

=
22
.75,0
kj
TM +
M
tđ10
= 21980,23 Nmm M
tđ12
= 11888 Nmm
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 23
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
M
tđ11
= 0 Nmm M
tđ13
= 41192,65 Nmm
x
y
z
z
y
z
103
25H7/K6
25K6
56
Ft10
Ft13
Ft11

Fr11
Fr13
Fr10
Fr12
0
0
13264 N
8429 N
5732 N
17576 N
0
T
My
13727 N
Mx
0
x
Fr11
Ft11
Ft13
Fr13
Ft10
Fr10
Fr12
Ft12
Ft12
34990 N
37475 N
Đường kính trục: d
j

[ ]
3
.1,0
σ
tđj
M
≥
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 24
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyển Thiện
Với
[ ]
σ
ứng suất uốn cho phép của thép.Tra bảng 10.5[1]
[ ]
σ
= 63 MPa.

⇒
d
10
≥16,4 d
11
≥0 d
12
≥13,13 d
13
≥ 19,93
Trục II:
Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ:

Bộ truyền cấp nhanh: F
t22
=2T/d
w2
=1616,81 N
F
r22
= 394,28 N
Bộ truyền cấp chậm: F
t23
=2T/d
w1
=3803,33 N
F
r23
= 1412,5 N
Trong mặt phẳng YZ:





=−+++=
=−−+=
∑
∑
0
0
21212323232222220/
23222120

rraar
rrrr
FlFlMMFlM
FFFFY
Lực dọc trục F
a
=0, M
a22
=0, M
a23
=0
⇒
F
r20
=618,45 N
F
r21
= 1188,33 N
Trong mặt phẳng XZ:



=−+=
=−−+=
0
0
2121232322220/
23222120
ttt
tttt

FlFlFlM
FFFFX

⇒
F
t20
= 39,43 N
F
t21
= 2147,08 N
Mô men uốn tổng: M
j
=
22
yjxj
MM +
M
20
= 0 Nmm M
22
= 35013,37 Nmm
M
21
= 0 Nmm M
23
= 169162,75 Nmm
Mô men tương đương: M
tđj
=
22

.75,0
kj
TM +
T
22
=165464 Nmm T
23
=1Ÿ–5464 Nmm
M
tđ20
= 0 Nmm M
tđ22
= 147511,65 Nmm
M
tđ21
= 0 Nmm M
tđ23
= 221697,51 Nmm
SVTH: Nguyễn Quốc Tuấn Trang 25