ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY thiết kế hộp giảm tốc

Đồ án chi tiết máy
LỜI NÓI ĐẦU
Trong ngành công nghiệp cơ khí nói chung, thì có rất nhiều hệ thống
truyền động cơ khí, từ đơn giản cho đến phức tạp, trong đó một hệ thống truyền
động thường hay gặp đó là hộp giảm tốc. Là một trong những bộ phận không
thể thiếu trong các máy móc…
Thiết kế đồ án Chi Tiết Máy là môn học cơ bản của ngành cơ khí và là
một trong những môn học không thể thiếu trong các trường đào tạo kỹ thuật.
Môn học này giúp sinh viên đúc kết lại những kiến thức đã được học trong các
môn như: Nguyên Lý Máy, Cơ Lý Thuyết, Hình họa vẽ Kỹ Thuật, Chi Tiết
Máy.
Công việc thiết kế Hộp Giảm Tốc giúp cho chúng ta có cái nhìn tổng
quan về về cấu tạo nguyên lý hoạt động của những chi tiết cơ bản như Bánh
răng, ổ lăn…và là môn học cơ sở rất quan trọng khi SV học tiếp vào chương
trình chuyên ngành
Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế và với vốn kiến thức vẫn còn
hạn hẹp của mình, nên đồ án của em không thể tránh khỏi những sai sót trong
quá trình thiết kế. Do đó em rất mong được sự chỉ bảo tận tình của các thầy cô
trong bộ môn giúp đỡ chúng em để ngày một chúng em tích lũy thêm được
nhiều kinh nghiệm hơn .
Cuối cùng em xin trân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn. Đặc biệt
là thầy Hoàng Xuân Khoa đã tận tình hướng dẫn trực tiếp chỉ đạo để em hoàn
thành tốt nhiệm vụ được giao.
Sinh viên: Trương Ngọc Thuận
Đồ án chi tiết máy
Phần 1:CHỌN ĐỘNG CƠ.
I. Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, chọn
quy cách động cơ.
1. Chọn động cơ điện:
- Công suất cần thiết được xác định theo công thức
P

ct
=
η
t
P
Trong đó: P
ct
Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
P
t
Là công suất tính toán trên máy trục công tác (kW).
η Là hiệu suất truyền động
- Hiệu suất truyền động: η = η
ol
3
. η
brc
. η
brt
. η
đ .
η
ot
Trong đó:
η
ol
= 0,99 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn
η
brc
= 0,95 : Hiệu suất của một bộ truyền bánh răng côn

η
brt
= 0,96 : Hiệu suất của bánh răng trụ
η
đ
= 0,95 : Hiệu suất bộ truyền trục vít
η
ot
= 0,98 : Hiệu suất của nối trục
Thay số: η = 0,99
3
. 0,95. 0,96. 0,95 .0,98 = 0,824 (1)
- Tính p
t
: P
t
=
1000
.vF
=
1000
55,0.10000
=5,5 (kw) (2)
Trong đó: F = 10000 ( N ) : Lực kéo băng tải
V = 0.55 m/
S
: Vận tốc băng tải
Từ (1) và (2) ta có:
P
ct

=
η
P
t
.
β
Trong đó:

β
=
t
t
T
T
t
t
T
T
ckck
2
2
1
21
2
1
1










+









β
=
8
3,4
.6,0
8
3,3
2
+
=0,778

P
ct
=
824.0

778,0.5,5
=5,2(kw)
2. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ điện:
n
lv
=
D
v
.
.60000
π
=
320.
55,0.60000
π
=32,84(vòng/phút)
Trong đó: v: vận tốc băng tải(m/s)
D: Đường kính tang
Theo bảng 2.4 trong tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Ta chọn sơ bộ:
Đồ án chi tiết máy
Tỷ số truyền bánh răng 1 cấp:
i
brc
=10
Bộ truyền đai thang : i
đ
= 4
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb

= n
lv
. u
t
=n
lv
.i
brc
.i
đ
=32,84.10.4= 1313(v/p)
Trong đó: n
sb
Là số vòng quay đồng bộ
n
lv
Là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải
quay
u
t
Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
3. Chọn động cơ.
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:

P
đc
≥
P
ct

n
đb
≈
n
sb
Đồng thời có moomen mở máy thỏa mãn điều kiện:

T
T
mm
≤
T
T
dn
K
Trong đó:

T
mm
: Mômen mở máy

T
K
: Moomen khởi động
Theo bảng phụ lục P1.1 Trang 234 Sách tính toán thiết kế hệ dẫn đong cơ khí,
ta chọn được động cơ có:
Kiểu động cơ : K160S4
Công suất động cơ : 7,5 (Kw)
Vận tốc quay: 1450 (v/p)
Hệ số quá tải:

T
T
dn
K
=2,2
Theo đầu bài ta có:

T
T
mm
=
T
T
MM
1
=1,45<
T
T
dn
K
=2,2
Động cơ thảo mãn các điều kiện
II. Xác định tỷ số truyền động U
t
của toàn hệ thống và phân phối tỷ số
truyền cho từng bộ phận của hệ thống dẫn động,lập bảng công
suất,momen xoắn,số vòng quay trên các trục.
Xác định tỷ số truyền u
t

của hệ thống dẫn động
Đồ án chi tiết máy
u
t
=
lv
dc
n
n
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
=
84,32
1450
= 44 (v/p)
- Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u
t
cho các bộ truyền
u
t
=u
d
.u
h

- Chọn u
d
= 2 theo tiêu chuẩn => u
h
=
d
t
u
u
=
4
44
=11
Đây là hộp giảm tốc báng răng côn trụ 2 cấp với u
h
= 11
Mà u
h
=u
1
.u
2

Trong đó : u
1
- tỉ số truyền bộ truyền động của bánh răng côn trụ
u
2
- tỉ số truyền của
- Chọn

1,1
2
=
bd
ψ
;
25,0=
be
K

[ ] [ ]
21 oo
KK =
,
15,1=
k
C
Do đó
[ ]
[ ]
2,13
25.0).25,01(
1.1.25,2
.).1(
.25,2
1
22
=
−
=

−
=
obebe
obd
k
KKK
K
ψ
λ

08,20.
3
=⇒
kk
C
λ
- Chọn: u
1
= 4,75
u
2
=
32,2
75.4
11
1
==
u
u
h

Tính lại u
d
theo u
1
, u
2
ta có

u
d
=
uu
u
t
21
.
=
97,2.05,4
44
=3,66
– Xác định số vòng quay các trục
Ta cã sè vßng quay c¸c trôc lµ:
n
1
=
đ
đc
n
n
=

4
1450
= 362,5 (vòng/phút)
n
2
=
1
1
n
u
=
05,4
5,362
= 89,5 (vòng/phút)
Đồ án chi tiết máy
n
3
=
2
2
n
u
=
97,2
5,89
= 30 (vòng/phút)
2.4 Xác định công xuất trên các trục
Công suất của các trục
P
3

=
ηη
olot
t
P
.
=
99,0.98,0
5,5
= 5,67 (kW)
P
2
=
ηη
brtol
P
.
3
=
96,0.99,0
67,5
= 5,96 (kW)
P
1
=
ηη
brcol
P
.
2

=
95,0.99,0
96,5
= 6,34 (kW)
P
đc
=
η
đ
P
1
=
95,0
34,6
= 6,67 (kW)
2.5 Xác định mômen xoắn trên các trục
Mômen xoắn trên các trục được tính theo công thức:
Mômen z T =
6
9,55.10 .P
n
(N.mm)
Vậy:
T
1
=
6
1
1
9,55.10 .P

n
=
5,362
34,6.10.55,9
6
= 167026 (N.mm)
T
2
=
6
2
2
9,55.10 .P
n
=
5,89
96,5.10.55,9
6
= 635955 (N.mm)
T
3
=
6
3
3
9,55.10 .P
n
=
30
67,5.10.55,9

6
=1804950(N.mm)
T
đc
=
6
9,55.10 .P
n
dc
dc
=
1450
67,6.10.55,9
6
=43930 (N.mm)


Đồ án chi tiết máy
Bảng thống kê các thông số của bộ truyền
Trục
Thông số
Động cơ
I II III
Tỷ số truyền(u) 10 4,05 2,97
Số vòng quay n
(vòng/phút)
1450 362,5 89,5 30
Công suất
P(kW)
6,67 6,34 5,96 5,67

Mômen xoắn
T(N.mm)
43930 167026 635955 1804950
III- TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.
3.1 Tính toán bộ truyền động đai thang
a. Chọn loại đai và tiết diện đai
Ta chọn tiết diện đai
γ
A
b. Xác định các thông số của bộ truyền:
- Theo bảng 4.13 ta chọn đường kính bánh đai nhỏ
1
d
=160 (mm)
vận tốc đai: v =
1000.60

11
nd
π
=
60000
5,362.160.
π
= 3,036 (m/s)
nhỏ hơn vận tốc cho phép
v
max
=25 (m/s)
- Đường kính bánh đai lớn:

d
2
= u
1
.d
1
(1-
ε
) = 160(1- 0,02) = 627,2 (mm)
lấy d
2
= 630 (theo bảng 4.27)
- Tỉ số truyền thực tế: u
t
=

( )
ε
−1
1
2
d
d

=
)02,01.(160
630
−
= 4,018
Sai lệch tỷ số truyền:

∆
u =
u
uu
t
−
=
4
4018,4 −
.100%= 0,45< 4%
Thỏa mãn
- Khoảng cách trục: a = 0,95.d
2
= 0,95.630= 598,5 (mm)
+ Chiều dài đai:
Đồ án chi tiết máy
L = 2a + (d
1
+d
2
)
2
π
+
( )
a
dd
4
2
21

−
= 2.598,5 +
2
)160630.( +
π
+
5,598.4
)160630(
2
−
=2530
(mm)
Theo bảng 4.13, chọn chiều dài đai tiêu chuẩn L=2500 (mm)
+ Số vòng chạy dây đai trong 1 giây: I =
l
v
=
5,2
036,3
= 1,2144 < i
max
=3…5(1/s)
+ Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L=2500 (mm)
a=
4
.8
22
∆−+
λλ
Trong đó:

2
).(
21
dd
L
+
−=
π
λ
=2500-
2
)630160.( +
π
=1259,7

2
160630
2
12
−
=
−
=∆
dd
=235
a=
4
235.87,12597,1259
22
−−

=582 (mm)
- Góc ôm trên bánh đai nhỏ:
α
1
= 180
0
- 57
0
2 1
(d -d )
a
=180
0
-57
0
582
)160630( −
=134
0
>
α
min
=120
0
- Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai
F
t
=
v
P

1
.1000
=
036,3
34,6.1000
= 2089 (N)
c. Xác định số đai:
z=
[ ]
zul
đ
CCCCP
kP

.
0
1
α
Theo bảng 4.7, chọn k
đ
=1,35
Với
1
2500
2500
0
==
L
L
⇒

C
l
=1
Theo bảng 4.17 với u=4
⇒
C
u
=1,14
Theo bảng 4.20
[ ]
0
P
=2,0

[ ]
95,027,3
2
34,6
0
1
=⇒==
z
C
P
P

Đồ án chi tiết máy

5,4
95,0.14,1.1.88,0.2

35,1.34,6
==z
Lấy
5=z
- Chiều rộng bánh đai: B= (z-1)t + 2.e=(5-1).15 + 2.10= 95 (mm)
Trong đó: theo bảng 4.21 t=15, e=10
- Đường kính ngoài của bánh đai:
d
a
=d+2.h
0
=160+2.3=166 (mm)
Theo bảng 4.24: h
0
=3
d. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
F
0
=
v
đ
F
zCv
kP
+

780
1
α
Trong đó: F

v
=q
m
.v
2
Theo bảng 4.22 q
m
=0.118 (kg/m)
F
v
=0,118.3,036=1,09 (N)
F
0
=
5.88,0.036,3
35,1.34,6.780
+ 1,09 = 500 (N)
Lực tác dụng lên trục:
F
r
=2.F
0
.z.sin(
2
1
α
) = 2.500.5.sin(
2
134
0

) = 4602,5 (N)
Đồ án chi tiết máy
Bảng thông số bộ truyền đai
Thông số Giá trị
Đường kính bánh nhỏ

(mm) d
1
= 160
Đường kính bánh lớn

(mm) d
2
= 630
Khoảng cách trục (mm) a = 582
Chiều rộng bánh đai (mm) B = 95
Chiều dài dây đai (mm) l = 2500
Số đai z = 5
Tỷ số truyền u = 4
Góc ôm trên bánh nhỏ (
0
)
1
α
= 134
Lực tác dụng lên trục (N) F
r
=4602,5
3.2. Tính toán truyền động bánh răng
3.2.1. Chọn vật liệu:

- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra quan điểm thống nhất hóa
trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau : Theo bảng 6-1
chọn
Bánh nhỏ: Thép 45X tôi cải thiện có
HB = 163
→
269 ;
750
1
=
b
σ
(Mpa);
500
1
=
ch
σ
(Mpa)
Bánh lớn: Thép 45X tôi cải thiện có
HB = 163
→
269 ;
700
2
=
b
σ
(Mpa);
)(450

2
Mpa
ch
=
σ
3.3.2. Xác định ứng suất cho phép:
- Theo bảng 6.2 với thép 45X tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180
350→
thì
70HB2
0
limH
+=σ
;
1,1S
H
=
;
HB8,1
0
limF
=σ
;
75,1S
F
=

- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=245 ; độ rắn bánh lớn HB

2
=230

( )
MpaHB
H
56070245.2702σ
1
0
1lim
=+=+=
( )
MpaHB
F
441245.8,1.8,1σ
1
0
1lim
===
( )
MpaHB
H
53070230.2702σ
2
0
2lim
=+=+=
( )
MpaHB
F

414230.8,1.8,1σ
2
0
2lim
===
- Trong đó:
0
limH
σ
,
0
limF
σ
: ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

H
S
,
F
S
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo 6.5 N
4,2
HB0H
H30=
thay số
N
64,2
1

10.16245.30 ==
HO

N
64,2
2
10.9,13230.30 ==
HO
- Theo 6.7:
iiHE
tncN
T
T
i
)(60
.
3
max
∑=
Đồ án chi tiết máy

i
ii
iHE
t
t
T
T
t
u

n
cN
∑
∑∑= .)(.60
3
max1
1
2

733
2
10.66,2
8
3,4
.6,0
8
3,3
.1.11000.
75,4
5,362
.1.60 =






+=
HE
N

> N
2Ho
Do đó K
2HL
=1.
Suy ra N
1HE
> N
1Ho
do đó K
1HL
=1
Như vậy theo 6.1a, sơ bộ xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ]
H
HL
HH
S
K
.
0
lim
σσ
=

[ ]
509
1,1
1

.560
1
==
H
σ
(Mpa)

[ ]
8,481
1,1
1
.530
2
==
H
σ
(Mpa)
Vậy để tính bộ tryền bánh răng côn-trụ răng thẳng ta lấy

[ ] [ ]
8,481
2
==
HH
σσ
(Mpa)
- Ứng suất uốn cho phép:

[ ]
252

75,1
1
.441
1
==
F
σ
(Mpa)

[ ]
5,236
75,1
1
.414
2
==
F
σ
(Mpa)
- Ứng suất quá tải cho phép:

[ ]
1260450.8,2.8,2
2
max
===
chH
σσ
(Mpa)

[ ]
400500.8,0.8,0
1
max
1
===
chF
σσ
(Mpa)

[ ]
360450.8,0.8,0
2
max
2
===
chF
σσ
(Mpa)
3.3.3. Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng.
a. Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức
R
e
=
( )
[ ]
3
2
1
2

1
.
.1
Hbebe
H
R
uKK
KT
uK
σ
β
−
+
- Với bộ truyền răng thẳng bằng thép thì:
5,0=
R
K
.
d
K
=0,5.100=50 (Mpa)
3
1
Chọn
25,0=
be
K

678,0
25,02

75,4.25,0
2
.
=
−
=
−
be
be
K
uK
Trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ
Ι
, HB<350 tra được K
β
H
=1,15
T
1
=167026 (N.mm)
R
e
=50.
( ) ( )
3
2
2
8,481.75,4.25,0.25,01
15,1.167026
.175,4

−
+
=236.8 (mm)
b.Xác định các thông số ăn khớp
Đồ án chi tiết máy
- Số răng bánh nhỏ.

57,97
75,41
8,236.2
1
.2
22
1
=
+
=
+
=
u
R
d
e
e
(mm)
- Tra bảng 6.22 được z
p1
=17 . Với HB<350

2,2717.6,1.6,1

11
===
p
zz

- Đường kính trung bình và mômen trung bình

45,8557,97).25,0.5,01() 5,01(
11
=−=−=
ebem
dKd
(mm)

14,3
2,27
45,85
1
1
===
z
d
m
m
tm
(m)
- Môđun vòng ngoài

59,3
25,0.5,01

14,3
.5,01
=
−
=
−
=
be
tm
te
K
m
m
(mm)
Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn
4=
te
m
(mm) do đó.

57,4
25,0.051
4
.5,01
=
−
=
−
=
be

tm
tm
K
m
m
(mm)

7,18
57,4
45,85
1
1
===
tm
m
m
d
z
Lấy z=19 răng.
- Số răng bánh lớn z
2
=
25,9019.57,4.
1
==zu
Lấy
90
2
=z
răng , do đó tỉ số truyền

m
u
=
737,4
19
90
1
2
==
z
z
- Góc côn chia

"14'551192,11)
90
19
arctan()arctan(
00
2
1
1
====
z
z
δ

"48'47808,7892,119090
0000
1
0

2
==−=−=
δδ
Theo bảng 6.20, với
19
1
=z
chọn hệ số dịch chỉnh đều
x
1
= 0,43 ; x
2
= -0,43
- Đường kính trung bình của bánh nhỏ

83,8657,4.19.
11
===
tmm
mzd
(mm)
- Chiều dài côn ngoài

97,1839019.4.5,0 5,0
222
2
2
1
=+=+= zzmR
tee

(mm)
c. Kiểm nghiệm răng về đọ bền tiếp xúc
Theo 6.8

mm
m
HHMH
udb
u
KTzzz
85,0
1
2
2
1
2
1
+
=
ε
σ
Theo bảng 6.5:
274=
M
z
(Mpa)
3
1

Theo bảng 6.12 với:

0
21
=+= xxx
t
; z
H
=1,76
Đồ án chi tiết máy
Theo z=
88,0
3
676,14
3
4
=
−
=
−
α
ε
Trong đó:
676,1
90
1
19
1
.2,388,1
11
.2,388,1
21

=






+−=








+−=
zz
α
ε

HvHHH
KKKK
αβ
=
Bánh răng côn răng thẳng:
1=
α
H
K

- Vận tốc vòng v=
65,1
60000
5,362.83,86.14,3
60000
.
11
==
nd
m
π
(m/s)
Theo bảng 6.13, dùng cấp chính xác 8.

u
ud
vgv
m
HH
)1.(

1
0
+
=
δ
Trong đó: theo bảng 6.15,
006,0=
H
δ

theo bảng 6.16, g
0
=61

2,6
737,4
)1737,4.(83,86
.65,1.61.006,0 =
+
=
H
v


064,1
1.15,1.167026.2
83,86.99,45.2,6
1
2

1
1
1
=+=+=
αβ
HH
mH
Hv
KKT
dbv

K
Trong đó: b=
99,4597,183.25,0. ==
ebe
RK

22,1062,1.1.15,1 ==
H
K
Thay giá trị

5,504
737,4.)83,86.(99,45.85,0
1737,4.22,1.167026.2
.88,0.76,1.274
2
2
=
+
=
H
σ
(Mpa)

[ ] [ ]
27.4791.95,0.1.5,504 ===
xHRvHH
Kzz
σσ
(Mpa)

Trong đó: v<5 (m/s)
⇒
z
v
=1

25,1 5,2=
a
R
(
m
µ
)
→
z
R
=0,95
d
a
<700 (mm),
1=
xH
K
.
Như vậy
[ ]
HH
σσ
>
, nhưng chênh lệch không nhiều, do đó có thể tăng chiều

rộng vành răng.

[ ]
96,50
27,479
5,504
.99,45.99,45
2
2
=






=








=
H
H
b
σ

σ
Lấy b=50 (mm)
d. Kiểm nghiệm về độ bền uốn

1
11
1
85,0
2
mtm
FEF
F
dmb
YYYKT
β
σ
=
Đồ án chi tiết máy
Với
21,0
8,236
50
===
e
be
R
b
K
Tỷ số
56,0

21,02
737,4.21,0
2
.
=
−
=
−
be
be
K
uK
Tra bảng 6.21 được
18,1=
β
F
K

u
ud
vgv
m
FF
)1.(

1
0
+
=
δ

Trong đó:

016,0=
F
δ
, g
0
=61

4,16
737,4
)1737,4.(83,86
.64,1.61.016,0 =
+
=
F
v
Do đó:
18,1
1.18,1.167026.2
83,86.50.4,16
1
2

1
1
1
=+=+=
αβ
FF

mF
Fv
KKT
dbv
K

3924,118,1.1.18,1 ===
FvFFF
KKKK
αβ

1=
β
Y
với
676,1=
α
ε


597,0
676,1
11
===
α
ε
ε
Y
Với
4,19

92,11cos
19
cos
0
1
1
1
===
δ
z
z
v


7,435
08,78cos
90
cos
0
2
2
2
===
δ
z
z
v

43,0
1

=x
, x
2
= -0,43
Tra bảng 6.18 ta được
08,4
1
=
F
Y

61,3
2
=
F
Y

73
83,86.57,4.99,45.85,0
08,4.1.597,0.3924,1.167026.2
1
==
F
σ
(Mpa)

62,64
08,4
61,3.73.
1

21
2
===
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
(Mpa)
Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo.
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải.

8,1=
qt
K

9,6768,1.5,504.
max
===
qtHH
K
σσ
(Mpa)<
[ ]
1260
max
=
H

σ
(Mpa)

4,1318,1.73.
1max1
===
qtFF
K
σσ
(Mpa)<
[ ]
400
max
1
=
F
σ
(Mpa)

2,1208,1.62,64.
2max2
===
qtFF
K
σσ
(Mpa)<
[ ]
360
max
2

=
F
σ
(Mpa)


Đồ án chi tiết máy

Thông số Ký hiệu Công thức tính Kết quả
Chiều dài côn ngoài

e
R

2
2
2
1
5,0 ZZmR
tee
+=
183,97 mm
Chiều rộng vành răng b

ebe
RKb .=
50 mm
Chiều dài côn trung
bình

m
R

bRR
em
5,0−=
158,97 mm
Môđun vòng ngoài

te
m

)5,01(
be
tm
te
K
m
m
−
=
3,59 mm
Góc côn chia

1
δ

2
δ

1
0
2
211
90
)/(
δδ
δ
−=
= ZZarctg

"14'5511
0

"48'478
0
Đường kính chia
ngoài

21
;
ee
dd

=
1e
d
1
.Zm
te

22
.Zmd
tee
=
76 mm
323 mm

Chiều cao răng ngoài

e
h

cmhh
teee
+=
2
Với
mtete
hmc
β
cos;2,0
==
Số răng của các bánh
răng

21
;ZZ

mm
mdZ /
11
=

12
.ZuZ =
19 răng
90 răng
Hệ số dịch chỉnh

21
; xx
0,43 ; -0,43
Chiều cao đầu răng
ngoài

ae
h

temnteae
mxhh ).cos.(
11
β
+=

12
2
aeteteae
hmhh

−=
Chiều cao chân răng
ngoài

fe
h

11 aeefe
hhh −=
II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
(Bánh răng trụ răng thẳng)
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Đồ án chi tiết máy
Theo CT6.15a:
2
3
w2 2
2
H 2
.
.( 1)
[ ] .u .
H
a
ba
T K
a K u
β
σ ψ
= +

Trong đó:
w
ba
w
b
ψ =
a
: Hệ số chiều rộng vành răng
[ ]
[ ] [ ]
=
+
=
+
=
2
8,481509
2
21 HH
H
σσ
σ
495,4 (Mpa)
⇒ Theo bảng
6.6 trg97
TL1
−
: Chọn ψ
ba

= 0,4
⇒ψ
bd
= 0,5ψ
ba
(
2
u
+1) = 0,5.0,4.(2,32+1)=0,664
Theo bảng 6.5 với răng thẳng chọn : K
a
=43
Theo bảng 6.7 lắp theo sơ đồ 6 do đó ta chọn: K
Hβ
=1,05
Thay vào công thức: a
w
=
3
2
4,0.32,2.)4,495(
05,1.635955
).132,2.(5,49
+
=235,18 (mm)
Vậy lấy a
w
= 225 (mm)
4. Xác định các thông số ăn khớp :
-Theo CT6.17: môđun pháp :

m = (0,01…0,02).a
w
= 2,25…4,5 (mm)
Theo bảng 6.8 chọn môđun pháp : m = 3(mm)
Theo CT6.31:
- Số răng bánh nhỏ :
Z
1
=
)132,2.(3
225.2
)1.(
2
2
+
=
+
um
a
w
= 45,18
lấy Z
1
=45 răng
- Số răng bánh lớn :
Z
2
=
2
u

.z
1
= 2,32.45= 104,4
Đồ án chi tiết máy
lấy Z
2
= 104 răng

→
tỉ số truyền thực
u
2m
= Z
2
/Z
1
= 104/45 = 2,31
- Tính lại a
w
theo theo công thức:
a
w
=
2
)10445.(3
2
).(
21
+
=

+
ZZm
= 223,5 (mm)
=>không cần dịch chỉnh lại
- Hệ số chỉnh tâm là:
y=
2
10445
3
225
2
21
+
−=
+
−
ZZ
m
a
w
= 0,5
ta cã:
10445
5,0.10001000
21
+
=
+
=
ZZ

y
K
y
= 3,36
theo bảng 6.10 ta chọn được k
x
= 0,064
- Hệ số giảm đỉnh răng:

1000
)10445.(064,0
1000
).(
21
+
=
+
=∆
ZZk
x
y
= 0,0095
- Tổng hệ số dịch chỉnh là:
X
t
= y+
y
∆
= 0,5-0,0095= 0,4905
- Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 là:

x
1
=0,5.






+
−
−=






+
−
−
10445
5,0).45104(
4905,0.5,0
).(
21
21
ZZ
yZZ
X

t
=0,146
- Hệ số dịch chỉnh bánh răng lớn là: x
2
= X
t
-x
1
= 0,4905-0,146= 0,3445
- Theo CT6.27: góc ăn khớp :
cos
225.2
20cos.3).10445(
2
cos.).(
0
21
+
=
+
=
w
tw
a
mZZ
α
α
=0,933
tw
α

= 21,02
0
=20
0
1’27”
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Đồ án chi tiết máy
Theo CT6.33:
2
12
122

).( 2

wmw
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=
ε
σ
Theo bảng 6.5: Z
m
= 274 (Mpa)
1/3
Theo CT6.34: Z
H

=
76,1
)02,20.2sin(
0cos.2
2sin
cos.2
0
==
w
a
β
Với bánh răng thẳng : theo CT6.36a [TL1] :
86,0
3
778,14
3
4
=
−
=
−
=
α
ε
ε
Z
Với
)
104
1

45
1
.(2,388,1)
11
.(2,388,1
21
+−=+−=
Zz
α
ε
.cos0
0
= 1,778
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :
95,135
131,2
225.2
1
.2
2
1
=
+
=
+
=
m
w
w
u

a
d
(mm)
- Đường kính vòng lăn bánh lớn là: d
w2
= d
w1
.u
2m
=135,95.2,31=314 (mm)
Theo CT6.40:
60000
5,89.314 14,3
60000

21
==
nd
v
w
π
= 1,47 (m/s)
Theo bảng 6.13: chọn cấp chính xác 9
Do đó theo bảng 6.16: chọn g
0
= 73
Theo CT6.42: v
H
=
==

31,2
225
.47,1.73.006,0
2m
w
oH
u
a
vg
δ
6,35
Với
0,006
H
δ
=
(theo bảng 6.15)
Do đó
αβ
HH
wwH
Hv
KKT
dbv
K
2

1
2
1

+=
Với b
w
=
wba
a.
ψ
= 0,4.225= 90 (mm)
Theo bảng 6.14 [TL1] với cấp chính xác 9 và v < 2,5 mm :
α
H
K
=1,13
Đồ án chi tiết máy

→
Hv
K
=
=+
13,1.05,1.635955.2
314.90.35,6
1
1,1189
Vậy
HvHHH
KKKK
αβ
=
= 1,05.1,13.1,1189 = 1,33

Thay các giá trị vào CT 6.33 ta có:

=
+
=
2
314.32,2.90
)132,2.(33,1.635955.2
.86,0.76,1.274
H
σ
216,62 (Mpa)
Theo CT6.1 với v = 1,47 (m/s)
Độ rắn mặt răng Z
v
= 0,85.v
1,0
= 0,85.1,47
1,0
= 0,883; với cấp chính xác động
học là 9; chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9; khi đó cần gia công đạt độ
nhám R
a
= 10 . . . 40
m
µ
; do đó hệ số độ nhám Z
R
= 0,95
Với d

a
< 700 mm ; K
xH
= 1
do đó theo CT6.1 và CT6.1a:

[ ] [ ]
XHRvHH
KZZ
'
σσ
=
=495,4.0,883.0,95.1= 415,6 (Mpa)
Với
H
σ
[ ]
H
σ
≤
thỏa mãn điều kiện
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
2
1
1
w
w1
2. . . . .
. .
F

F
F
T K Y Y Y
b d m
ε
β
σ
=
Theo bảng 6.7:
β
H
K
=1,05
Theo bảng 6.14: với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9:
37,1
=
α
F
K
Theo CT6.47:
===
31,2
225
.47,1.73.006,0
2m
w
oFF
u
a
vgv

σ
6,35
Trong đó theo bảng 6.15:
0,016
F
δ
=
theo bảng 6.16:
73
=
o
g
Do đó theo CT6.46:
Đồ án chi tiết máy
αβ
FF
wwF
FV
KKT
dbv
K
2

1
2
1
+=
= 1+
167,1
13,1.05,1.635955.2

314.90.35,6
=
Do đó : K
F
=
FVFF
KKK
βα
= 1,37.1,05.1,167=1,679
Với :
778,1=
α
ε
→

α
ε
ε
1
=y
=
778,1
1
=0,562
Với bánh răng thẳng :
0 1Y
β
β
= → =
Số răng tương đương :

Z
v1
= Z
1
= 45
Z
v2
=Z
2
= 104
Theo bảng 6.18 dùng nội suy ta được :
Y
F1
= 3,31 ; Y
F2
= 3,47
Với m = 3 (mm )
3ln.0695,008,1
−=→
S
Y
=1,004
1
R
Y =
(bánh răng phay)
1
xF
K =
(

400
a
d <
mm)
Do đó theo CT6.2 và CT6.2a :
[ ] [ ]
XFsRFF
KYY
1
'
1
σσ
=
= 252.1.1,004.1= 253 (MPa)
[ ] [ ]
XFsRFF
KYY
2
'
2
σσ
=
= 236,5.1.1,004.1= 237,45 (MPa)
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên :
==
3.314.90
31,3.1.562,0.679,1.635955.2
1F
σ
46,86 (Mpa)

===
31,3
47,3
.86,46.
1
2
12
F
F
FF
Y
Y
σσ
49,12 (Mpa)
'
'
1 F1
2 F2
[ ]
[ ]
F
F
σ σ
σ σ

<

→

<



→
thỏa mãn điều kiện bền uốn
Đồ án chi tiết máy
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Theo CT6.48: với K
qt
= T
max
/T =2,2

38,6162,2.6,415.
1
===
qtHMaxH
k
σσ
(MPa )
Theo CT6.49:
09,1032,2.86,46.
1max1
===
qtFF
K
σσ
(Mpa) <
[ ]
MaxF1
σ

=400 (Mpa)
06,1082,2.12,49.
2max2
===
qtFF
K
σσ
(Mpa) <
[ ]
MaxF 2
σ
=360 (Mpa)
→
thỏa mãn điều kiện quá tải
8. Các thông số kích thước bộ truyền cấp chậm:
Khoảng cách trục a
w
=225 mm
Mô đun pháp m = 3 mm
Chiều rộng vành răng b
w
= 90 mm
Góc nghiêng của răng

0
0
β
=
Số răng bánh răng Z
1

= 45
Z
2
=104
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0,146
x
2
= 0,3445
Đường kính vòng chia d
1
= m.Z
1
=3.45= 135 mm
d
2
= m.Z
2
= 3.104=312 mm
Đường kính đỉnh răng d
a1
= mm
d
a2
= mm

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC
Sơ đồ lực ăn khớp:
Đồ án chi tiết máy

1.Chọn vật liệu
- Chọn vật liệu chế tạo trục bằng thép 45 có:
600=
b
σ
MPa
- Ứng suất trục vào và trục ra
[ ]
τ
=20…25 N/mm
2
- Ứng suất trục trung gian
[ ]
τ
=10…15 N/mm
2
2. Xác định sơ bộ đường kính trục
- Áp dụng CT d
i
≥
[ ]
τ
.2,0
i
T
- Đường kính trục I
+ d
1
[ ]
3

1
.2,0
τ
T
≥
=
3
20.2,0
167026
=
34,6 (mm) lấy d
1
= 35 (mm)
+d
2
[ ]
=≥
3
2
.2,0
τ
T
01,61
14.2,0
635955
3
=
(mm) lấy d
2
= 61 (mm)

Đồ án chi tiết máy
+ d
3
[ ]
3
3
3
22.2,0
1804950
.2,0
=≥
τ
T
=74,3 (mm) lấy d
3
= 74 (mm)
3. Xác định khoảng cách giữa các khối đỡ và điểm đặt lực
- Chiều rộng ổ lăn b
0
được tra trong bảng 10.2
+ d
1
= 35 mm
→
b
01
= 21
+ d
2
= 60 mm

→
b
02
= 31
+ d
3
= 75 mm
→
b
03
= 37
3.1. Chiều dài mayơ
- Trên trục I có.
Chiều dài mayơ của Puli
l
m12
=(1,2…1,5).d
1
= (1,2…1,5).35= 42…52,5 (mm) lấy l
m12
= 45 (mm)
Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ.
l
m13
=(1,2…1,4).d
1
= 42 49 (mm) lấy l
m13
= 46 (mm)
- Trên trục II có

Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn
l
m23
= (1,2 1,4).d
2
= (1,2 1,4).61= 73,2 85,4 (mm) lấy l
m23
= 80 (mm)
Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ
l
m22
= (1,2 1,5).d
2
= 73,2 91,5 (mm) lấy l
m22
= 90 (mm)
- Trên trục III có.
Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn:
l
m33
= (1,2 1,5).d
3
= (1,2 1,5).74= 88,8 111 (mm) lấy l
m33
= 100 (mm)
Chiều dài mayơ nửa khớp nối:
l
m23
= (1,4 2,5).d
3

= 103,6 185 (mm) lấy l
m32
= 150 (mm)
- Theo bảng 10.3 chọn các giá trị k
1 ,
k
2,
k
3
, h
n
như sau:
k
1
=12, k
2
= 8, k
3
= 15, h
n
= 15
3.2. Khoảng cách giữa các gối đỡ l
ki
- Theo bảng 10.4 ta có
Đồ án chi tiết máy
- Trên trục I:
l
11
= (2,5 3).d
1

= (2,5…3).35= 87,5 105 (mm) lấy l
11
= 90 (mm)
l
12
= 0,5(l
m12
+b
01
)+k
3
+h
n
= 0,5.(45+21)+15+15= 63 (mm) lấy l
12
= 60 (mm)
l
13
= l
11
+k
1
+k
2
+l
m13
+0,5.(b
01
-
13

b
.cos
δ
1
)
= 90+12+8+46+0,5.(21-70.cos11,92
0
)= 132,25 (mm) lấy l
13
= 130 (mm)
-Trên trục II:
l
21
= l
m22
+l
m23
+b
02
+3k
1
+2k
2
= 90+80+31+3.12+2.8= 253 (mm)
lấy l
21
= 250 (mm)
l
22
= 0,5.(l

m22
+b
02
)+ k
1
+ k
2
= 0,5(90+31)+ 12+ 8= 80,5 (mm) lấy l
22
= 80 (mm)
l
23
= l
22
+0,5(l
m22
+bw.cos
δ
2
)+ k
1
= 90+0,5.(90+70.cos78,08
0
)+12= 148,22 (mm)
lấy l
23
=150 (mm)
-Trên trục III:
l
31

= l
21
= 250 (mm)
l
33
= 0,5(l
m33
+b
03
)+ k
1
+k
2
=0,5.(100+ 37)+ 12+ 8= 88,5 (mm) lấy l
33
= 90 (mm)
l
34
= l
22
= 80 mm
4. Các lực tác dụng lên trục
- Lực do đai và Puli tác dụng lên trục F
đ
= 4602,5 (N)
- Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài là 25
0
→

Ta có

→
F
yđ
= F
đ.
cos25
0
= 4602,5.cos25
0
= 4171,3 (N)
→
F
xđ
= F
đ.
sin25
0
= 4602,5.sin25
0
= 1945 (N)
- Lực do bộ truyền bánh răng côn tác dụng lên trục là:
+ F
t13
= F
t22
=
1
1
2
m

d
T
33,3909
45,85
167026.2
==
(N)
+ F
r13
= F
a22
= F
t11.
tg
α
cos
δ
1
= 3909,33.tg20
0
.cos11,92
0
= 1392,2 (N)
+ F
a13
= F
r22
= F
t11.
tg

α
.sin
δ
1
= 3909,33.tg20
0
.sin11,92
0
= 293,9 (N)
Đồ án chi tiết máy
- Lực do bị truyền bánh răng trụ tác dụng lên trục là:
+ F
t23
= F
t34
=
1
2
2
dw
T
=
95,135
635955.2
= 9355,7 (N)
+ F
r23
= F
r34
= F

t23.
β
α
cos
tw
tg
= 9355,7.
0
0
0cos
02,21tg
= 3595 (N)
- Lực vòng tác dụng lên khớp nối theo phương x là.
+ Ta có T
3
= 1804950 (Mmm)
d
3
= 74 (mm)
+ Tra bảng 15.10 ta được đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục
vòng đàn hồi D
t
= 125
F
k
=(0,2 0,3).2.
t
D
T
3

= (0,2 0,3).2.
125
1804950
= 5776 8664 lấy F
k
= 7000 (N)
5. Vẽ biểu đồ mômem uốn M
x,
M
y
và mômem xoắn T
5.1. Trục I
- Sơ đồ lực
l
12
l
11
l
13
F
r13
F
t13
F
a13
F
x10
F
y10
F

xð
F
ð
F
yð
F
y11
F
x11
x y
z
0
Thông số:
60
12
=
l
(mm);
90
11
=
l
(mm);
130
13
=
l
(mm)
F
yđ

= 4171,3(N); F
xđ
= 1945 (N); F
13t
= 3909,33 (N); F
13r
= 1392,2 (N);
F
13a
= 293,9 (N)
Đồ án chi tiết máy
Trong mặt phẳng ( xoz) ta có hệ phương trình sau:



=+−−
=+−−−
⇔





=
=
∑
∑
0
0
0),(

0
1313111112
131110
lFlFlF
FFFF
oyM
F
txxđ
txxxđ
x



=
−=
⇒





=
−
=
−
=
=−=−=+
⇔
14,4350
81,2385

14,4350
90
60.1945130.33,3909

33,1964194533,3909
11
10
11
121313
11
131110
x
x
xđt
x
xđtxx
F
F
l
lFlF
F
FFFF
N
Vậy F
x10
đã ngược chiều đã chọn so với hình vẽ
- trong măt phẳng (ZOY) ta có hệ phương trình sau






=−−+
=−+−
⇔





=
=
∑
∑
0.
2

0
0)0,(
0
1111
1
13131312
131110
lF
d
FlFlF
FFFF
xM
F

y
m
aryđ
ryyyđ
y





=
=
⇔





=
−+
=
−=−=−=−
⇔
6,4933
7,7712
6,4933
)2/.(
1,27793,41712,1392
11
10

11
113131312
11
131011
y
y
maryđ
y
yđryy
F
F
l
dFlFlF
F
FFFF
N
-Vẽ biểu đồ mômen uốn M
x

-Ta có: M
x13
= -F
a11
.(d
m1
/2)=- 293,9.43,415=-12760 (Nmm)
-Tại gối đỡ 1 ta có:
M
x11
= F

yđ
.(l
12
+ l
11
)- F
y10
.l
11
= 4171,3.150 – 7712,7.90= - 68448 (Nmm)
- Tại gối đỡ 0 ta có:
M
X10
= F
yđ
.l
12
= 4171,3.60 = 250278 (Nmm)
- Vẽ biểu đồ mômen uốn M
y

Tại điểm B ta có: M
yđ
= M
y13
= 0 (Nmm)
Tại gối đỡ 1 ta có: M
y11
= -F
xđ

.(l
12
+l
11
) - F
x10
.l
11
= -1945.150+2385,81.90= -77027,1 (Nmm)
Tại gối đỡ 0 ta có: M
y10
= -F
xđ
.l
12
= -1945.60= - 116700(Nmm)