Đồ Án Chi Tiết Máy THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
BỘ CÔNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP
HÀ NỘI

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA
VIỆT NAM
Độc Lập - Tự Do - Hạnh Phúc

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
SỐ:….
Họ và tên sinh viên: NGUYỄN THÀNH LUÂN…………… Lớp: CĐ 1
Khóa : 12……………………………………………………………………… Khoa :
Cơ khí.
Giáo viên hướng dẫn: NGUYỄN VĂN
TUÂN…………………………………………………

T
Tmm
T1
T2
tmm
t1
t2
tck
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 1
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
1.Động cơ 2.Nối trục đàn hồi 3.Hộp giảm tốc
4.Bộ truyền xích 5.Băng tải

Các số liệu cho trước:
Lực kéo bang tải : F = 15000N
Vận tốc băng tải : v = 0,52m/s
Đường kính tang : D = 62,5mm
Thời hạn phục vụ : l
h

=15000giờ
Số ca làm việc : số ca 2
Đặc tính làm việc : va đập vừa
Tmm = 1,65T1
T2 = 0,7 T1
t1 = 2,4h
t2 = 4,6h
tck = 8h
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 30
Yêu cầu thực hiện:
Phần thuyết minh:
Trình bày đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm:
Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô men xoắn trên các trục .
Tính toán bộ truyền ngoài.
Tính toán bộ truyền bánh răng.
Tính toán thiết kế trục.
Tính chọn ổ đỡ.
Lựa chọn kết cấu hộp.
Phần bản vẽ:
TT Tên bản vẽ Khổ giấy Số lượng
1 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc A0 1
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 2
LỚP :CĐ 1 K12

TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
Đề bài : THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
THẲNG
PHẦN I: XÁC ĐỊNH CÁC SỐ KIỆU BAN ĐẦU
I:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyên.
1.Xác định công xuất động cơ.
- Công xuất động cần thiết được xác định theo công thức
P
ct
=
η
t
P
Trong đó:
P
α
là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)
P
t
: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)
Hiệu suất truyền động:
-
η
=
η
2
ol
.
x
.

η
ot
.
kn
.
η
br
Trong đó :
- Theo bảng 2.3 _ TTTKHDĐCK ta có:
Hiệu suất bộ truyền xích
x
= 0,96
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 3
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
Hiệu suất 1 cặp bánh răng
η
br
= 0,98
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn
η
ol
= 0,99
Hiệu suất khớp nối
kn
= 0,99
Hiệu suất 1 cặp ổ trượt
η
ot
= 0,995

Bộ
truyền
η
ol
η
br
x
η
ot
kn
Hiệu
xuất
0,99 0.98 0,96 0,99 0,99
Vậy :
η
= 0,99
2
.0,98,0,96.0,99.0,99=0,90
-Tính P
t
:
=15000.0,52/1000 =7.8 (kW)
Vậy công xuất cần thiết:
-
P
ct
=F.v/(1000. n
0
) =8,66
2-Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ

-Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện.
n
lv
=
D
v
.
.60000
π
=60000.0,52/(3,14.62,5)= 158.98
-Xác định tỷ số truyền :
U
t
=
U
h
.U
X
Trong đó:
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 4
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
-
U
h
: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc
- U
X
:Tỷ số truyền của bộ truyền xích
Theo bảng 2.4 ta chọn sơ bộ U

x
=3;U
h
=3=> U
t
=9
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
=
n
lv
.
u
t
=158,98.9=1430,82(v/p)
3.Chọn quy cách động cơ.
Động cơ được chọn phải thỏa mãn 3 điều kiện
P
đc
>P
ct
; n
đc
=n
sb
T
T
mm
<

dn
T
T
max
.
Do đó ta chọn động cơ 4A132S4Y3 (theo bảng p1.3)
Bảng thông số động cơ.
Kiểu động
cơ
Công
xuât
KW
Vận tốc
quay,
v/p
Hệ số
cos
ϕ
dn
T
T
max
N% T
k
/T
dn
4A132S4Y
3
7,8 1455 0,86 87,5 2,2 2,0
II. Xác định tỷ số truyền đông U

t
của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số
truyền cho từng bộ phận truyền của hệ thống dẫn động ,lập bảng công
xuất ,moomen xoắn , số vòng quay trên các trục.
-Xác định tỷ số truyền U
t
của hệ dẫn động.
U
t
= n
dc
/n
lv
=1455/158.98 = 9,15
-Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động u
t
cho các bộ truyền.
U
t
=u
x
.u
h
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 5
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
Chọn u
h
=3 => U
x

=u
t
/u
h
=9,15/3=3,05
-Xác định công xuất và momen xoắn và số vòng quay trên các trục
Truc I:
P
1max
=p
1min
=P
ct
=8,66KW
TrụcII:
P
2max
=p
1min
.n
x
=P
ct
.n
x
=8.66.0,96=8,3136(kw)
P
2min
=p
2max

.n
oaln
=8,3136.0,99=8,23(kw)
Trục III:
P
3max
=p
2min
.n
br
=8,23.0,98=8,0654(kw)
P
3min
=p
3max
.n
ổlan
=8,0654.0,99=7.98(kw)
Xác định tốc đọ trên các trục.
n
1
=n
dc
=1455(v/p)
n
2
= n
1
/U
x

=1455/3,05=477,04(v/p)
n
3
= n
2
/U
br
=477,04/3=159,01(v/p)
T
1
= 9,55.10
6
n
P
1
1
=8,66/1455=56840,54(N.mm)
T
IImax
=9,55.10
6
.==166432,33(N.mm)
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 6
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
T
IImin
=9,55.10
6
. =164758,72(N.mm)

T
IIImax
=9,55.10
6
. = 484400.70(N.mm)
T
IIImin
=9,55.10
6
. = 479271,74(N.mm)
Dựa vào kết quả tính toán từ trên ta có bảng:
Trục Thông số I II III
Công suất
Pmax(kw)
8,66 8,3136 8,0654
Tý số truyền U Ux=3,05 Uh=3
Số vòng quay
n(V/ph)
1455 477,04 159,01
Momen xoắn
Tmã(Nmm)
56840,54 166432,33 484400,79
PHẦN III:THIẾT KẾ CHI TIẾT CÁC BỘ PHẬN TRUYỀN NGOÀI
+Tính toán,thiết kế bộ truyền ngoài :Bộ truyền xích.
Từ phần trên tiến hành tính toán bộ truyền xích với các số liệu sau:
Tỷ số truyền của bộ truyền xích :u
x
=3,05
Số vòng quay :n
I

=1455(v/ph)
Công xuất làm việc :P
I
=8,66(kw)
Số ca làm viêcj :2ca
Tải trọng làm việc va đập vừa.
1.Chọn loại xích.
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 7
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta dùng xích con lăn. Chọn xích con lăn vì
xích con lăn có độ bền cao hơn xích ống.
2. Xác định các thông số của xich và bộ truyền
-Theo bảng 5.4 với U
x
=3,05,chọn số răng đĩa nhỏ
Z1
=24 do đó số răng đĩa lớn:
Z
2
=u
x
. Z
1
=3,05.24=73,2< Z
max
=120. =>Z
2
=73 răng
-Tính bước xích :

Công xuất tính toán của bộ truyền xích :
P
t
=P.k.k
z
.k
n
Trong đó:
+k:hệ số răng, k
z
=25/24 =1,04
+k
a
: hệ số vòng quay, =1600/1455 =1,099
+k =k
0
.k
a.
k
dc
.k
bt
.k
d
.K
c
Ở đây:
k
0
: hệ số đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền lấy k

0
=1(góc nối tâm nghiêng 1
góc <40
0
)
k
a
: hệ số kệ đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích ,lấy
k
a
=1(chọn a=40p)
k
dc
: hệ số kệ đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích lấy k
dc
=1,1 (điều
chỉnh được bằng con lăn căng xích )
k
d
: hệ số kể đến tính chất của tải trọng , lấy k
d
= 1,35 (tải trọng va đập nhẹ)
K
c
: 1,25(máy làm viec 2 ca)
Trị số của các hệ số trên được tra theo bảng 5.6
K= 1.1.1.1,35.1,25= 1,6875
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 8
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY

Công xuất tính toán :
P
t
=P.K.K
Z
.K
n
= 8,66.1,6875.104.1,099 = 16,70
Theo bảng 5.5 với n
01
=1600(v/p)chọ bộ truyền xích 1 dãy có bước xích
p=19,05(mm) thỏa mãn điều kiện bền mỏi P
t
< [P] =19,3(kw) đồng thời theo
bảng 5.8, ta thấy p>p
max
nên ta chọn xích nhiều dãy ta chọn số dãy xích là 3:
ta có P
d
=P
t
/k
d
=16,70/2,5 = 6,68
ta chọn bộ truyền xích có bước xích p= 19,05 thỏa mãn điều kiện p<p
max
và
P
d
<[P]= 19,03(kw)

Khoảng cách trục .
A=40p=40.19,05=762
-Số mắt xích
Z
1
-Z
2
)
2
.
= =130,02
Chọn số mắt xích là số chẵn x=130
-Khoảng cách trục a được xác định theo công thức(5.13)
]
]= 761,78(mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a đi 1 lượng
∆a =0,003.761,78=2,28(mm)
Do đó ta lấy a=764(mm)
-Số lần va đập của xích
I=== 17.9< [i] =30
(trị số của [i] được tra theo bảng 5.9)
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 9
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
3. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Hệ số an toan của bộ truyền xích được xác định theo công thức(5.15)
≥[s]
Trong đó :
Q: Tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2 ta được Q=38100N
K

d
: Hệ số tải trọng động, K
d
=1,2(tải trọng mở máy bằng 1,4 lần tải trọng danh
nghĩa)
F
t
:lực vòng cần truyền của xích:
(với =24.19,05.1455/60000 =11,087)
= 1000.8,66/11,087= 781,09(N)
F
v
: lưc căng của dây xích do lực ly tâm gây ra
F
v
=q.v
2
(khối lượng trên 1 mét xích , tra bảng 5.2)
F
v
=1,9.11.08
2
=233,25 (N)
F
0
: Lực căng do trọng lượng của xích bị động gây ra
F
0
=9,81.k
f

.q.a
Với .k
f
:hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích lấy .k
f
=4 (bộ truyền nghiêng một
góc <40
0
)
F
0
= 9,81 .4.1,9.0.764=56,9N
Vậy hệ số an toàn
s= =31,03
Tra bảng 5.10 ta được [s] =31,03(s>[s], vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ độ
bền)
4.Xác định các thông số của đĩa xích
- Các đường kính vòng chia :
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 10
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
d
1
= =145,9(mm)
d
2
= p/sin(π/z
2
)= =442,7(mm)
Các đường kính vòng đỉnh:

d
a1
= p[0,5 + cot(π/z
1
)= 19,05[0,5 + cot(π/24) = 154,22(mm)
d
a2
= p[0,5 + cot(π/z
2
) = 19,05[0,5 + cot(π/73)=110,48(mm)
-Các đường kính vòng đáy :
d
f1
= d
1
– 2r = 145,9-2.6,03= 133,84mm
d
f2
= d
2
– 2r = 442,7-2.6,03= 430,64mm
Với r = 0,0025d
1
+ 0,5 = 6,03mm
d
1
= 11,91 (bảng 5.2)
5.kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo 5.18
-Theo công thức (5.18[1])ta có:
σH=0,47. ≤ [σH]

Với [σH] : Ứng xuất tiếp xúc cho phép
K
r
:hệ số kể đến ảnh hường của số răng điac xích phụ thuộc Z lấy K
r
=0,42(với z
=25)
K
d
:hệ số tải trọng động , K
d
=1,3(theo bảng 5.6[1]
k
d
:hệ số phân bố tải trọng không đều cho các dãy k
d
=1 với xích 1 dãy.
E;moodun đàn hồi (Mpa).lấy E=2,1.10
5
với những vật liệu bằng thép.
F
t
:lực vòng cần truyền , F
t
=2984,79(N)
A:diện tích hình chiếu mặt tựa bản lề, theo bảng 5.12 ta có A=265(mm
2
)
F
vd

: lực va đập trên m dãy xích (N) được xác định theo công thức(5.19)
F
vd
= 13.10
-7
.n1.p
3
.m
Với m= 3
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 11
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
F
vd
= 13.10
-7
.1455.19,05
3
.1= 13,7
σH=0,47. = 241,6 242< 500(Mpa)
Như vaaysjtheo bảng 5.11dungf thép 45 tôi ram đạt độ rắn HB=170 sẽ đạt
được ứng xuất cho tiếp xúc cho phép [σH]=500(Mpa), đảm bảo độ bền tiếp xúc
cho răng đĩa 1.
-Với đĩa 2do
Ta chọn vật liệu và chế đọ nhiệt luyện của đĩa bị dẫn giống như là đĩa dẫn.
6. Lực tác dụng lên trục.
Theo công thức 5.20 ta có:
F
r
= k

x
.F
t
= 1,15.781,09 = 898,25(N)
Với k
x
=1,15 vì bộ truyền đặt nghiêng 1 góc <40
0
.
Bảng thông số :
Công xuất cho phép (kw) [p]=8,66
Bước xích p P=19,05mm
Số dãy xích m m=3
Số mắt xích x x=130
Khoảng cách trục a a=764
PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Chọn vật liệu làm bánh răng.
Bánh răng nhỏ.
Do tổng công suất truyền tải trung bình không có yêu cầu đặc biệt về vật liệu,
để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu như sau:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB (211÷280), có σ
B1
= 850 MPa,
σ
ch1
= 580MPa.
Bánh răng lớn.
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 12
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY

Để tăng khả năng chạy mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn
răng thấp hơn bánh nhỏ từ 1015 HB
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB(195÷240), có σ
B2
= 750MPa, σ
ch2
= 450MPa.
II.Xác định ứng xuất cho phép.
[σ
H
] = [σ
0/
S
H
].Z
R
.Z
v
.K
XH
.K
HL
[σ
F
] = [σ
0/
S
F
].Y
R

.Y
s
.K
XF
. K
FL
Trong đó: Z
R
hệ số xét đến độ giãn mặt răng làm việc.
Z
v
hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
XH
hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thướ bánh răng.
Y
R
hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Y
s
hệ số sét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
K
XF
hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn.
Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy Z
R
.Z
v
.K
XH

= 1 và Y
R
.Y
s
.K
XF
= 1
Trong đó: [σ
H
] = σ
HLim
0
K
HL
/S
H
[σ
F
] = σ
FLim
0
K
FC
K
FL
/S
F
Với σ
HLim
0

, σF
lim
0
lần lượt là ứng suất tiếp súc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với chu kì cơ sở. S
H
, S
F
hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
K
FC
:

hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
K
HL
, K
FL
: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và cấp độ tải
trọng của bộ truyền.
σ
H1Lim
0
= 2HB + 70 = 2.245 + 70 = 560MPa
σ
H2Lim
0
= 2HB + 70 = 2.230 + 70 = 530MPa
S
H

= 1,1
σ
F1Lim

= 1,8HB = 1,8.245 = 441MPa
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 13
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
σ
F2Lim
= 1,8HB = 1,8.230 = 414MPa
S
F
= 1,75
Với m
H
, m
F
: bậc của đường cong khi thử về tiếp xúc và uốn. HB < 350 lấy m
H
=
6, m
F
= 6
NH
0
: số chu kì thay đổi úng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NH
0
= 30

HB: độ rắn Brien
NH
01
= 30.245
2,4
= 1,6.10
7
NH
02
= 30.230
2,4
= 1,39.10
7
N
F0
: số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thiết kế về uốn la:
N
F0
=4.10
6
( với tất cả các loại thép )
-K
HL
,K
FL
:hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và độ tải của
bộ truyền , được xác định theo công thức.
K
HL
= ; K

HL
=
Trong đó : m
H
, m
F
– là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Do đó ta chọ đọ rắn mặt răng HB<350 Mpa nên ta có m
H
=6, m
F
=6
N
HE,
N
FE
là số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương.
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên N
HE,
N
FE
được xác định theo công thức :
N
HE
= 60.c.∑(T
i
/T
max
)
3

n
i
.t
i
N
FE
= 60.c.∑(T
i
/T
max
)
mF
n
i
.t
i
Trong đó: c = 1 số lần ăn khớp trong một vòng quay
n số vòng quay trong một phút
t tổng số giờ làm việc
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 14
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
Ta có :
N
HE2
=60.c ∑ t
i
. ∑[ T
i
/T

max
]
3
. t
i
/∑ t
i
N
HE2
= 60.1.1 17000.(1
3
.+ 0,7
3
. ) = 2.10
6
Trong đó: T
mm
= 1,65T
1
T
2
= 0,7T
1
t
1
= 2,6h
t
2
= 4,3h
t

ck
= 8h
N
HE
>H
HO2
nên lấy hệ số tuổi thọ K
HL2
=1 => K
HL1
=1
N
FE2
=60.c ∑ t
i
. ∑[ T
i
/T
max
]
3
. t
i
/∑ t
i
N
FE2
= 60.1.1 17000.(1
6
.+ 0,7

6
. ) = 8,2.10
7
N
FE2
>H
FO2
nên lấy hệ số tuổi thọ K
FL2
=1=> K
FL1
=1
Ưngs xuất cho phép:
[σ
H1
] = σ
HLim
0
K
HL1
/S
H
= 560.1/1,1 = 509 MPa
[σ
H2
] = σ
HLim
0
K
HL2

/S
H
= 530.1/1,1 = 481,8 Mpa
Do là cặp bánh răng côn nên ứng xuất tiếp xúc là:
[σ
H
] = [σ
H2
]= 481,8 Mpa
Khi đó lấy K
FL
= 1 chọn K
FL1
= 1 ta có:
[σ
F1
] = 441.1.1/1,75 = 252 MPa
[σ
F2
] = 414.1.1/1,75 = 236,5 Mpa
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 15
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
Ứng xuất quá tải cho phép:
[σ
H
]
max
= 2,8σ
ch2

= 2,8.450= 1260 MPa
[σ
F2
]
max
= 0,8σ
ch2
= 2,8.450 = 360 MPa
[σ
F1
]
max
= 0,8σ
ch1
= 0,8.580 = 464 Mpa
III: Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
Xác định chiều dài côn ngoài :theo công thức 6.25a:
Ta có:
Re = K
r
3
2
1
2
][)1(
1
Hbebe
HB
uKK
KT

u
σ
−
+
Trong đó :
+K
r
= 0,5K
d
: Hệ số phục thuộc nhiều vào hệ bánh răng và loại răng . Với
chuyển động bánh côn răng thẳng thép k
d
= 100 (Mpa)
1/3
do đó: KR = 0,5.100 = 50 (Mpa)
1/3
+u: tỉ số truyền của hộp giảm tốc , u=3
+T
1
: moomen xoắn trên trục dẫn (T=166432,33.mm)
+k
be
: hệ số chiều rộng vành răng ,lấy k
be
=b/R
e
=0,25
+k
Hβ
:hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng

(tra bảng 6.21[1])
= =0,428
Ta được: k
Hβ
=1,15
Do đó R
e
= 50. =179,60(mm)
Xác định các thông số ăn khớp:
Dường kính chia ngoài của bánh côn chủ động được xác định theo công thức
(6.52b[1])
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 16
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
d
e1
= = =59,05 (mm)
tra bảng 6.22[1] ta được z
1p
=15
với HB < 350 nên => Z1 = 1,6Z
1P
= 1,6.15= 24
đường kính trung bình và modun trung bình của bánh côn nhỏ
+dm1 = ( 1- 0,5Kbe )de1= (1-0,5.0,25).59,05 =51,66(mm)
+m
tm
= d
m1
/z

1
=51,66/24 = 2,15(mm)
Modun vòng ngoài được xác định theo công thức (6.56[1])
m
te
=m
tm
/(1-0,5.k
be
) = 2,15/(1- 0,5.0,25)= 2,45(mm)
Theo bảng 6.8[1] lấy giá trị tiêu chuẩn m
te
=3(mm) do đó :
m
tm
= m
te
/(1-0,5.k
be
) = 3/(1- 0,5.0,25)= 2,626(mm)
z
1
= dm1/ m
tm
=51,66/2,626=19,68 lấy z
1
=20(răng)
Z
2
=u

1
.z
1
= 3.20=60 (răng)
Do đó tỉ số truyền thực tế u
1
= Z
2
/ z
1
=60/20= 3
Góc côn chia:
δ
1 = arctg(Z1/Z2) = arctg(20/60) = 18,43=18,26
°
δ
2 = 90
°
-
δ
1= 90- 18,43=71,34=71,57
0
Theo bảng 6.20 [1] với z
1
=20 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều :
x1 = 0,4 , x2 = -0,4
đường kính trung bình của bánh nhỏ:
dm1 = Z1. Mtm = 20.2,626=52,5(mm)
chiều dài côn ngoài:
Re = 0,5mte = 0,5.3.=94,86mm)

5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 17
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
Theo công thức (6.8[1]) ta có
σ
H = ZMZHZ
ε
ubd
uKT
m
H
1
2
2
1
85,0
12 +

≤
[
σ
H] (*)
Trong đó:
+Z
m
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ,theo bảng 6.5[1] ta có:
ZM = 274 (Mpa)1/3
+ Z
ε

:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức:
Z
ε
=
3
4
α
ε
−
ở đây
εα
:hệ số trùng khớp ngang ,được tính theo công thức:
εα
= [1,88- 3,2(
21
11
ZZ
+
)]cos
β

= [ 1,88 -3,2(1/20 + 1/60)]cos(0) = 1,66
Z
ε
= =0,88
+Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ,theo bảng 6.12[1] ta có : Z
H
=1.76

+T
1
: moomen xoắn trên trục dẫn ,T
1
= 166432,33(N.mm)
+k
H
:hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc ,được xác định theo công thức
6.61[1]
KH = KH
β
KH
α
KHv
+ KH
β
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
, KH
β
=1,40
+KH
α
: hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng lấy
KH
α
=1
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 18
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
+KHv: hệ số xét đến ảnh hưởng của tại trọng động ,rính theo công thức

(6.63[1])
K
HV
=1 + V
H
.b.d.m
1
/(2.T
1
. KH
β
KH
α
)
Trong đó :
ν
H =
δ
Hg0v
u
u
d
m
1
1
+
Với – v =
π
dm1n1/60000 =3,14.52,5.1455/60000=3,99(m/s)
-

δ
H: trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15[1] với dạng
răng thẳng thì -
δ
H =0,006
- g0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng 6.16[1] với
cấp chính xác mức làm việc êm g0 =56
=> vh=0,006.56.3,99. =10,49
-b:chiều rộng vành răng , b = Kbe.Re = 0,25.179,60= 44,9lấy b=45(mm)
Vậy k
HV
=1+10,49.45.52,5/(2.166432,33.1,4.1) = 1,05
Do đó k
H
=1.1,05.1,4= 1,47
Với các trị số vừa tìm được ta có:
σ
H =274.1,76.0,88. = 607,10(Mpa)
Theo bảng 6.1[1] thì [
σ
H] = [
σ
H]ZR ZV KXH
Trong đó :
ZV:hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng ,với v=0,5(m/s)
=> ZV =1
ZR:hệ số xét đến độ nhám bề mặt ,với Ra = 2,5-1,25
µ
m
⇒

ZR = 0,95
KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng ,với d1 < 700 mm
⇒

KXH = 1
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 19
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
⇒
[
σ
H] = 481,8.1.0,95.1 = 457,71 Mpa
Ta thấy
σ
H > [
σ
H] tuy nhiên với các giá trị không đáng kể . để khắc phục ta
tăng chiều rộng vành răng b
Ta lấy b = b(
σ
H/[
σ
H])2 =45.( 607,10 /457,7)
2
= 79,17 (mm)
Lấy b=79(mm)
6. kiểm nghiêm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.65[1]ta có:
σ
F1 =

1
11
85,0
2
mnm
FF
dbm
YYYKT
βε

≤
[
σ
F1] (**)
Trong đó :
+kf:hệ số tải trọng khi tính toán về uốn ,được xác định theo công thức (6.71[1])
KF = KF
α
KF
β
KFV
Với + KF
β
: hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều trên chiều rộng vành
răng ,theo bảng 6.21[1]ta được KF
β
= 1,70
+ KF
α
: hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng , KF

α
=1
+ KFV: hệ số xét đến tập trung tải trọng động ,xác định theo công thức :
KFV = 1 +
αβ
ν
FF
mF
KKT
bd
1
1
2
, với
ν
F =
δ
Fg0v
u
ud
m
)1(
1
+
Theo bảng 6.15[1] và 6.16[1]ta có:
δ
F = 0,016
ν
F = 0,016.56.3,99. =27,97
KFV =1+(27,97.45.52,5)/(2.166432.1,7.1) = 1,11

Vậy KF = 1,7.1.1,11= 1,88
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 20
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
+Y
ε
= 1/
εα
= 1/1,66= 0,6
+Y
β
= 1
+ với
Zv1 = Z1/cos
δ
1 = 20/cos18= 20/0,94 = 21,02
ZV2 = Z2/cos
δ
2 = 60/cos(71) = 60/0,313 = 184,29
x1 = 0,4 , x2 = -0,4 tra bảng 6.18[1] ta có: YF1 = 3,39 , YF2 = 3,63
vậy :
σ
F1 = = 255,5(Mpa)
≤
[
σ
F1]
σ
F2 =
σ

F1. = 273,5 Mpa
≤
[
σ
F2]
Ta thấy:{
σ
F1 [
σ
F1] va
σ
F2 [
σ
F2]}
Vậy điều kiện bền uốn cảu cặp bánh răng côn được đảm bảo.
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải .
Theo công thức (6.48[1]) ta có:
σ
Hmax =
σ
H
qt
K

≤
[
σ
H]max
Với
σ

H = 607,10(Mpa)
Kqt = Tmax/T = 1,8
σ
Hmax =607,10. = 388,47 Mpa < 1260 Mpa = [
σ
H]max
Theo công thức 6.49[1] ta có:
σ
F1max =
σ
F1.Kqt =255,5.1,8 = 459,9 Mpa < [
σ
F1]max
σ
F2max =
σ
F2.Kqt =273,5.1,8 = 492,3Mpa < [
σ
F2]max
Vậy đọ bền quá tải của răng được thỏa mãn
8.Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng côn.
Chiều dai côn ngoài Re = 179,60 mm
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 21
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
Modun vòng ngoài mte = 3 mm
Chiều rộng vành răng bw = 45 mm
Tỷ số truyền um = 3
Góc nghiêng của bánh răng
β

= 0
°
Số răng của các bánh răng Z1 = 20, Z2 = 60
Hệ số dịch chỉnh chiều cao rằng x1 = 0,4 , x2 = - 0,4
Theo công thức trong bảng 6.19[1] ta được:
Đường kính chia ngoài:de de1 = mteZ1 = 2,45.20 = 49mm
de2 = mte .Z2 = 2,45.60= 147 mm
Góc côn chia
δ
1 = 18,26
°
δ
2 = 71,57
°
Chiều cao răng ngoài
he = 2hte.mte + e vơi hte = cos
β
m = 1
e = 0,2mte
⇒
he = 2,2mte = 2,2.2,45= 5,39 mm
Chiều cao đầu răng ngoài
hae1 = (hte + xn1cos
β
m)mte với
=(1+0,4.1).2,45=3,43(mm)
hae2 = 2.h
te
.m
te

- h
ae1
=2.1.2,45 – 3,43=
1,47(mm)
Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = he – hae1 = 5,39- 3,43= 1,96mm
hfe2 = he – hae2 =5,39 – 1,47= 3,92mm
Đường kính đỉnh răng ngoài
dae1 = de1 + 2hae1cos
δ
1
=49 + 2.3,43 cos(18)= 55,52mm
dae2 = de2 +2hae2cos
δ
2
=147+2.1,47cos(71)=147,95 mm
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 22
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
PHẦN IV:TÍNH TOÁN THIẾT KỀ TRỤC
I.THIẾT KẾ TRỤC
1. chọn vật liệu
- trục là bộ phạn quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển
động quay giữa các bánh răng ăn khớp .Đồng thời ,trục còn tiếp tục nhân đòng
thời cả momen uốn và momen xoắn.
-Do những yêu cầu đạc điểm trên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hình học
cao .trục còn phải đảm bảo về đọ cứng vững ,đọ bền mỏi ,độ ổn định giao động,
-Vì vậy,để đảm bảo yêu cầu làm việc trên,yêu cầu người thiết kế chọn vật liệu
chế tạo hợp lý ,giá thàng rẻ ,dễ gia công .Từ đó ta chọn vật liệu chế tạo trục là
thép 45 có giới hạn bền :
σ

b=600[Mpa], ứng xuất cho phép j=12 30(Mpa) theo
bảng 6.1
2.Xác định sơ bộ đường kính trục :
dk =
][2,0
3
τ
k
T
với T1=166432,33 (N.mm) ,T2=484400,79
⇒
d1 = ==41,08mm,chọn d
1
=41mm
d2 = ==49,47mm,chọn d
2
=50mm
ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục do đó không quan tâm tới đường kính
trục động cơ điện.
3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡi và điểm đặt lực.
Chiều rộng của ổ lăn:
d
1
=41mm=>chọn b
01
=23mm
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 23
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
d

2
=50mm=>chọn b
02
=27mm
-chiều dài mau ơ đĩa xích “
L
mx
=l
12
=(1,2 1,5)d
1
= 49,2 61,5 mm
Chọn l
mx
=55 mm
- Chiều dài may ơ khớp nối ,nối trục đàn hồi .
- L
mk
=(1,4 2,5)d
2
= 70 125mm
Chọn L
mk
= 100 mm
- Chiều dài may ơ bánh răng côn rên trục I:
L
13
=(1,2 1,4) d
1
=49,2 57,4mm

Chọn L
13
= 50 mm
- Chiều dài may ơ trên trục II:
L
m23
= (1,2 1,4).d
2
= (60 70)mm
Chọn L
m23
= 65 mm
Tra bảng 10.3 ta chọn trị số khoảng cách:
K
1
= 12 (mm)
K
2
= 10 (mm)
K
3
= 15 (mm)
h
n
= 16 (mm)
khoảng cách giữa 2 khói đỡ trên trục I
L
11
=(2,5 3)d
1

= 102,5 123 mm
Chọn L
11
= 120 mm
- Khoảng cách cộng xôn trên trục I:
L
c12
=0,5.(l
m12
+ b
01
) + k
3
+h
n
=0,5.(55 + 23) + 15 +16 = 70mm
- Khoảng cách từ bánh đai tới gỗi đỡ trên trục I
L
12
=-l
c12
=- 70mm
- Khoảng cách từ bánh răng gối đỡ trên trục I
L
13
=l
11
+k
1
+k

2
+l
m13
+0,5(b
01
.b
02
.cos
1
) = 487,3 mm
- Khoảng cách công xôn trên trục II
Lc
22
=0,5.(l
mk
+b
02
) + k
3
+h
n
=0,5.(100+27) +15+16 =94,5 mm
- Khoảng cách từ khớp nối tới gối đỡ trên trục II
L
22
=-l
c22
= -94,5 mm
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 24
LỚP :CĐ 1 K12

TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
- Khoảng cách từ bánh răng tới gối đỡ trên trục II
L
23
=0,5.(l
m23
+b
02
) + k
1
+h
n
=0,5.(65+27) + 12+16=74mm
- Khoảng cách giữa 2 gối đỡ trên trục II
L
12
=2l
23
=148mm
4.Xác định các lực và sơ đồ đặt lực:
Lực từ bánh răng tác dụng lên trục , các quy ước về chiều và các dấu tương
ứng của lực đối với trục I.
Vị trí đặt lực cúa bánh răng dương r
13
=65 mm
Bánh răng phải trên trục I là bánh răng chủ động=> cb
13
=1
Hướng răng phải trên trục I =>h
r13

=1
Trục quay cùng chiều kim đồng hồ (nhìn từ mút bên phải): cq
1
=-1
Khi đó :
F
X13
= .cq
1
.cb
3
.F
t3
=-11151 N
F
Y13
= - r
13
.F
t13
/|r
3
|.cos β
m
(tg
n
.cos
13
+ cq
1

.hr
13
.cb
13
.sinβ
m.
|sin
13
| = -3980 N
F
Z13
= F
t13
/cosβ
m
.(tgα
n.sin13
– sin
13
/|sin
13
|.cq
1
.hr
13
.cb
13
.sin β
m
.cos

13
=795N
IV. xác định chính xác đường kính các trục.
a. Tính toán trên trục I:
- Xác định phản lực tại các gối đỡ :
Theo trục y ta có:
=0

F
ya1
.l
12
– F
by
.l
11
+ F
a1
.d
m1
/2 + F
a1
.l
13
= 0

By
=(F
r1
.l

11
+ F
y12
.l
12
+F
a1
.d
m1
/2)/l
11
= 6719N
=0

F
ya1
.(l
11
+l
12
)+F
ay
.l
11
+ F
a1
.d
m1
/2 + F
r1

.(l
13
- l
11
)= 0
 [F
r1
.(l
13
-l
13
) – F
y12
.(l
11
+l
12
) – F
a1
.d
m1
/2]/ l
11
= -4299N
theo truc x ta co:
=F
BX
.l
11
– F

t1
.l
13
=0

Bx
=F
tl
.l
13
/l
11
= 11151.270/190= 15846N
= F
AX
.l
11
+ F
t1
.(l
13
- l
11
) =0

ax
=-F
t1
(l
13

– l
11
)/l
11
=-4695N
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 25
LỚP :CĐ 1 K12