Đồ Án Chi Tiết Máy THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

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
Họ và tên sinh viên: HÀ MINH LỘC Lớp: Cơ điện 3
Khóa: 12 khoa: Cơ Khí
Giáo viên hướng dẫn: NGUYỄN VĂN TUÂN
NỘI DUNG
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP
Loại hộp: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng
1
2
3
5
4

T
Tmm
T1
T2
tmm
t1
t2
tck
1. Băng tải 2. Nối trục đàn
hồi
3. Hộp giảm tốc

4. Bộ truyền
xích
5. Động cơ
Các số liệu cho trước:
1. Lực kéo bang tải : F = 14500N
2. Vận tốc băng tải : v = 0,42m/s
3. Đường kính tang : D = 70mm
Tmm = 1,7 T1
T2 = 0,6 T1
t1 = 3,3h
4. Thời hạn phục vụ : l
h

= 10000giờ
5. Số ca làm việc : số ca 2
6. Đặc tính làm việc : va đập nghẹ
t2 = 4,3h
tck = 8h
7.
8. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 30
Yêu cầu thực hiện:
I. 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.

II. Phần bản vẽ:
TT Tên bản vẽ Khổ giấy Số lượng
1 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc A0 1
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP
Loại hộp: bánh răng trụ răng nghiêng
I. CHỌN ĐỘNG CƠ
- Tính toán công suất cần thiết của động cơ.
+ công suất làm việc: p
lv
= F.v/1000
Trong đó:
p
lv
: công suất cần thiết trên trục tang (kw)
F : lực kéo bang tải (N)
v : vận tốc băng tải (m/s)
p
lv
= F.v/1000 = 14500.0,24/1000 = 6,09 (kw)
+ Công suất cần thiết của động cơ.
p
ct
= p
t
/ µ
Trong đó:
p
t

: là công suất tính toán trên trục máy công tác.
P
t
được tính bằng công thức:
P
t
= p
lv
µ : hiệu suất các bộ truyền truyể động
µ = µ
xích
.

µ
2
ổ lăn
. µ
bảnh răng
.µ
khớp nối
.µ
ổ trượt
theo bảng (2.3) trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ ta có:
µ
xích
= 0,93
µ
2
ổ lăn
= 0,995.0,995

µ
bảnh răng
= 0,98
µ
khớp nối
= 0,99
µ
ổ trượt
= 0,99
=∑ µ = 0,93.0,995.0,995.0,98.0,99.0,99 = 0.89
Vậy công suất cần thiết của động cơ
P
ct
= p
t
/µ = 3,57/0,89 = 4,0(kw)
- Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ
+ tốc độ trục tang:
n
lv
= 60.10
3
.v/π.D = 114,65 (v/p)
+ tỷ số truyền toàn bộ hệ:
U
t
= U
h
. U
x

Chọn sơ bộ: U
h
= 5 , U
x
= 5
+ số vòng quay sơ bộ của động cơ
n
sb
= n
lv
. U
t
= 2865,25 (v/p)
Chọn số vòng sơ bộ của động cơ n
đc
= 2850 v/p
Tra bảng 1.3 chọn động cơ: A801A2Y3
Bảng thông số động cơ:
Kiểu đ/c Công suất
kw
Vận tốc
quay, v/p
cos , %
T
max
/T
dn
T
k
/T

dn
A132S8Y3 1,50 2850 0,85 81 2,2 2,0
II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền của hệ:
U
t
= U
h
. U
x
= n
đc
/n
lv
=2850/114,65 =24,86
Với loại hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn U
h
= 5
=>U
x
= 24,86/5 = 4,972
III. XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRỤC
trục tang: p = p
lv
/µ
khớp nối
= 6,09/0,99 = 6,15 (kw)

n = n
lv

= 114,65(v/p)
T = 9,55.10
6
. p
lv
/n
lv
= 0,51.10
6
Nmm
trục 2 : p
2
= p
lv
/ µ
khớp nối
. µ
ổ lăn
= 6,15/0,99.0,99 = 6,29 (kw)
n
2
= n
lv
= 114,65(v/p)
T
2
= 9,55.10
6
. p
2

/n
2
= 0,52.10
6
Nmm
trục 1: p
1
= p
2
/ µ
ổ lăn
µ
bảnh răng
= 6,29/0,995.0,99 = 6,20(kw)
n
1
= n
2
.U
h
= 573,25 (v/p)
T
1
= 9,55.10
6
.p
1
/n
1
= 0,1.10

6
Nmm
Trục động cơ: p
động cơ
= p
1
/ µ
ổ lăn
µ
xích
= 6,20/0,95.0,93

= 7,02(kw)
n
động cơ
= n
1.
U
x
= 2850(v/p)
T
động cơ
= 9,55.10
6
. p
động cơ
/ n
động cơ
= 0,024.10
6

Nmm
Trục
Thông số
Tang 2 1 Động cơ
Công suất p,kw 2,68 6,29 6,20 7,02
Tỷ số truyền u 1 4,972 5
Số vòng quay n v/p 114,65 114,65 573,25 2850
T , Nmm 0,51.10
6
0,52.10
6
0,1.10
6
0,024.10
6
IV. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN XÍCH)
1. Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn.
2. Xác định các thông số xích và bộ truyền.
- Theo bảng 5.4, với U = 7,812 chọn số răng đĩa nhỏ z
1
= 19 răng, do đó
số răng đĩa lớn z
2
=95 răng < z
max
= 120m
- Theo CT 5.3 công suất tính toán
P
t

= p.k.k
z
.k
n
Trong đó: k
z
= 25/19 = 1,3
Với n
01
= 1600v/p =∑k
n
= n
01
/ n
1
= 1600/2850 =0,56
- Theo CT 5.4 và bảng 5.6:
k = k
0
.k
a
.k
đc
.k
đ
.k
c
.k
bt
k = 1.1.1.1,35.1,25.1,3 = 2,2

với k
0
= 1(đường tâmđĩa xích hợp với phương nằm ngang một góc < 40
0
)
k
a
= 1(chọn a = 40p)
k
đc
= 1(điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích)
k
đ
= 1,35(tải trọng va đập nhẹ)
k
bt
1,3 (làm việc theo chu kì 6÷8 h)
Như vậy: p
t =
1,5.2,2.1,3.0,56 =2,4 (kw)
Theo bảng 5.5 với n
0
= 1600v/p chọn bộ xích 1 dãy có bước xích 15,875mm
thỏa mãn điều kiện mòn: p
t
<[p] = 7,55 kw
Đồng thời theo bảng 5.8 p < p
max
- Khoảng cách trục a = 40p = 40.15,875 = 635 mm
Theo CT 5.12 chọn số mắt xích:

x = 2a/p + 0,5(z
1
+ z
2
) + (z
2
– z
1
)
2
.p/(4ᴨ
2
.a)
x = 140,6
lấy số mắt xích chẵn x = 141, tính lại khoảng cách trục a theo 5.13
a = 0,25p{x
c
– 0,5(z
2
+z
1
) + }
a = 410,1 mm
do xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm a một lượng ∆a = 0,003a =3mm
do đó a = 413mm
- Số lần va đập của xích theo 5.14
i = z
1
.n
1

/15x = 19.2850/15.141
i = 4,61<[i] = 50 (bảng 5.9)
3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo 5.15: S = Q/(k
đ
.F
t
+ F
0
+ F
v
)
- Theo bảng 5.2 tải trọng phá hỏng Q = 31800N, khối lượng xích q =
1,9kg
- K
đ
= 1,2(tải trọng mở máy bằng 1,4 lần tải trọng danh nghĩa)
- v = z.t.n
1
/60000 = 19.15,875.2850/60000 = 14,33(m/s)
- F
t
= 1000p/v = 1000.6,2/14,33 = 433N
- F
v
= q.v
2
= 1,9.14,33
2
= N

- F
0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81.4.1,9.0,413 = 56,81 N
Trong đó k
f
=4 (bộ truyền nghiêng 1 góc <40
0
)
Do đó S = 31800/(1,2.433+30,79)
S = 57,78
Theo bảng 5.10 với n = 2800v/p [S] = 18
Vậy S ˃[S] bộ chuyền đảm bảo độ bền.
4. Đường kính theo CT 5.17 và bảng 13
d
1
= p/sin(π/z
1
) = 15,875/ sin(π/19) =96,2mm
d
2
= p/sin(π/z
2
) = 15,875/ sin(π/95) = 478,8mm
d
a1
= p[0,5 + cot(π/z
1
) = 15.875[0,5 + cot(π/19) = mm

d
a2
= p[0,5 + cot(π/z
2
) = 15.875[0,5 + cot(π/95) = mm
d
f1
= d
1
– 2r = 96,2 - 2.6,03 = 84,14mm
d
f2
= d
2
– 2r = 478,8 – 2.6,03 = 466,74mm
Với r = 0,0025d
1
+ 0,5 = 6,03mm
d
1
= 11,91 (bảng 5.2)
kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo 5.18
σH
1
= 0,47
σH
1
= 268 MPa
trong đó: z
1

= 15
k
r
= 0,4
E = 2,1.10
5
MPa, A = 51,5mm
2
K
đ
= 1 (xích 1 dãy)
Lực va đập trên 1 dãy xích theo 5.19
F
vđ
= 13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.2850.25.4
3
.1 => F
vđ
= 64,18N
Như vậy dung thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng
xuất cho phép [σH]=600MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa
5. Xác định lực tác dụng lên trục

Theo 5.20 F
r
= k
x
. F
t
= 1,15.923 = 1061N
Trong đó đối với bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40
0
k
x
= 1,15.
Thông số Kích thước
Loại xích Xích con lăn, 1 dãy
Số răng Z
1
= 15 răng
Z
2
=118 răng
Bước xích 25,4mm
Khoảng cách trục a = 644mm
Số mắt xích x = 154
Đường kích đĩa
xích
d
1
=122,1mm
d
2

= 954.1mm
V. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu
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 lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB(195÷240), có σ
B2
= 750MPa,
σ
ch2
= 450MPa.
2. Xác định công suất 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 = 2.235 + 70 = 540MPa
S
H
= 1,1
σ
F1Lim

= 1,8HB = 1,8.245 = 441MPa
σ
F2Lim
= 1,8HB = 1,8.235 = 423MPa
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
= 30.235
2,4
= 1,47.10
7
N
F0
: số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thiết kế về uốn.
N
HE
, N
FE
: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương, trường hợp bộ truyền
làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc.

N
HE
và N
FE
được tính theo CT:
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
N
HE1
= 60.1.1700.128,318[(T
1
/T
mm
)
3
.t
1
/t
ck
+ (T
2
/Tmm)
3
.t
2
/t
ck
]
Trong đó: T
mm
= 1,4T
1

T
2

= 0,72T
1

t
1
= 2,6
t
2
= 3,5
t
ck
= 8
N
HE1
= 60.1.1700.128,318[(1/1,4)
3
.2,6/8 + (0,72/1,4)
3
.3,5/8]
N
HE1
= 22.10
6
(chu kì)
- Vì N
HE1
˃ NH
01
lên lấy N
HE

= NH
0
= 1,6.10
7
và do đó K
HL
= 1
- Do n
1
> n
2
=> N
HE1
> N
HE2
> NH
02
=>K
HL2
= 1
Vậy [σ
H1
] = σ
HLim
0
K
HL1
/S
H
= 560.1/1,1 = 509 MPa

[σ
H2
] = σ
HLim
0
K
HL2
/S
H
= 540.1/1,1 = 491 MPa
Với bánh răng cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng ta có:
[σ
H
] = ([σ
H1
] + [σ
H2
])/2 = (509 +491)/2 = 500 < 1,25. [σ
H
]
min
= 1,25.491 =
613,75 (MPa)
- Số chu kì thay đối ứng suất tương đương
N
FE
= 60.c. .∑(T
i
/T
max

)
6
n
i
.t
i
N
FE
= 60.1.1700.128,318[(T
1
/T
mm
)
6
.t
1
/t
ck
+ (T
2
/Tmm)
6
.t
2
/t
ck
]
N
FE
= 60.1.1700.128,318[(1/1,4)

6
.2,6/8 + (0,72/1,4)
6
.3,5/8]
N
F
E
= 6,65.10
6
> N
F0
= 4.10
6
Khi đó lấy K
FL
= 1 chọn K
F0
= 1 ta có:
[σ
F1
] = 441.1/1,75 = 252 MPa
[σ
F2
] = 423.1/1,75 = 241,7 MPa
Ứng xuất quá tải cho phép:
[σ
H1
]
max
= 2,8σ

ch1
= 2,8.580 = 1624 MPa
[σ
H2
]
max
= 2,8σ
ch2
= 2,8.450 = 1260 MPa
[σ
F1
]
max
= 0,8σ
ch1
= 0,8.580 = 464 MPa
[σ
F2
]
max
= 0,8σ
ch2
= 0,8.450 = 360 Mpa
A. Bộ chuyền bánh răng trụ răng nghiêng
1. Xác định các thông số của bộ chuyền
Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw với cấp nhanh
aw = k
a
.(u
1

+1)
trong đó: Ψ
ba
= 0,315 ()
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng với vật liệu thép tra bảng 6.5
lấy k
a
= 4.3
- U
br
= tỉ số truyền U
br
= 5
- [σ
H
] ứng suất tiếp súc cho phép [σ
H
] = 495,4 MPa
- T
1
mô men xoắn trên trục chủ động T
1
= 0,3.10
6
Nmm
- Ψ
ba
= 0,315 (bảng 6.6)

=˃ Ψ
bd
= 0,53 . Ψ
ba
(u+1)

Ψ
bd
= 1,00
Tra bảng 6.7 và sơ đồ 3 ta được: k
Hβ
= 1,15
Vậy aw = k
a
. (5+1
aw = 197,8 mm, chọn aw = 200mm
xác định các thông số ăn khớp
1. Xác định mô đun khi đã xác định được aw
m = (0,01÷0,02)aw
m = 2,0 ÷4,0
dựa vào bảng 6.8 và điều kiện đảm bảo độ bền uốn ta chọn m = 3
2. Xác định số răng, goc nghiêng β, và hệ số dịch chỉnh.
Chọn sơ bộ β = 20
0
=>cosβ = 0,939
Suy ra số răng bánh nhỏ
Z
1
= ≤ = 20,01. Chọn Z
1

= 20
Số răng bánh lớn: Z
2
= 5.19 = 100 răng
Có cosβ = =
=> β = 18 đảm bảo điều kiện: 8≤ β ≤ 20
Trong trường hợp này vì số răng z
1
nhỏ nên ta không dung dịch chỉnh.
3. Tỉ số truyền thực:
u
t
= z
2
/z
1
= 100/20 = 5
2. Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc
Ứng suất trên bề mặt làm việc:
[σ
H
] = Z
m
.Z
H
.Z
ɛ.
Trong đó T
1
= 0,3.10

6
Nmm
Z
m
hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng
6.5 có
Z
m
= 273MPa
Z
H
hệ số kể đén biên dạng bề mặt tiếp súc.
Z
H
=
Trong đó β
b
:

góc nghiêng răng trong hình trụ cơ sở
Tag β
b
= cosαt .tagβ
αt : profin răng
αtw: góc ăn khớp
theo TCVN (1065 – 71) thì α
0
= 20
0
αt = αtw = arctag(tagα/cosβ) = 20,7

0
β
b
= arctag(cosαt .tagβ) = 15,1
0
=> Z
H
= = 1,634
Z
ɛ
hệ số xét đến sụ trùng khớp của răng.
Ta có ɛ
β
= bw.sinβ/mᴨ
ɛ
β
= Ψ
ba
.aw. sinβ/mᴨ
ɛ
β
=0,315.178.sin16,1/3ᴨ
ɛ
β
= 1,936 ˃ 1
vậy Z
ɛ
=
ɛ
α

= [ 1,88 – 3,2(1/z
1
+1/z
2
)cosβ ]
ɛ
α
= [ 1,88 – 3,2(1/19+1/95)cos16,1 ]
ɛ
α
= 1,86 => Z
ɛ
= 1/1,29 = 0,775
- dw
1
đường kính vòng lăn bánh nhỏ
dw
1
= 2aw/(u+1) = 2.200/(5+1) = 66mm
k
H
hệ số tải khi tính về tiếp xúc
k
H
= k
Hβ
.k
Hα
.k
Hv

- k
Hβ
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng.
Tra bảng 6.7 có k
Hβ
= 1,15
- k
Hα
= hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.
có v = ᴨ .dw
1
.n/60000 = 0,32 < 4(m/s)
tra bảng 6.14 với cấp chính xác 9 k
Hα
= 1,13
- k
Hv
hệ số tải động suất hiện trong vùng răng ăn khớp, tra phụ lục 2.3
có k
Hv
= 1,01.
Từ đó ta có: k
H
= k
Hβ
.k
Hα
.k
Hv

= 1,15.1,13.1,01=1,312
- bw: bề rộng răng.
bw = Ψ
ba
.aw = 0,315.200 = 63,00mm. Chọn bw = 63mm
tỉ số truyền thực ut = 5
vậy: σ
H
= Z
m
.Z
H
.Z
ɛ.
σ
H
= 273.1,677.0,775. => σ
H
= 471,1 MPa
3. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
- Với v = 0,28 < 4 nên chọn z
v
= 1(hệ số xứt đến ảnh hưởng vân tốc
vòng)
- Với cấp chính xác động hoc là 9 và cấp chính xác tiếp xúc là 8 khi đó
cần độ nhám:
R
a
= 2,5 ÷1,5 mm do đó Z
R

= 0,09 (hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt
răng làm việc)
Khi d
a
< 700mm =>k
XH
= 1, theo bảng 6,2 S
H
= 1,1
[σ
H
] = σ
HLim

Z
R
.Z
v
.K
XH
K
HL
/S
H
= 540.0,95.1.1,1/1,1 = 466,36
σ
H
< [σ
H
] nên bánh răng thiết kế thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

4. Kiểm nghiệm độ bền uốn

σ
F1
= 2T.

K
F
.Y
ɛ
.Y
β
.Y
F1
trong đó: Z
v1
= z
1
/cos
3
β = 20/ cos
3
18 = 21,4
Z
v2
= z
2
/cos
3
β =100/ cos

3
18= 107,11
Tra bảng 6,18 và sử dụng nội suy được:
Y
F1
= 3,119
Y
F2
= 3.47
- K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
/0,85bmd
m1
+
K
Fβ
sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính uốn
K
Fβ
= 1,32 (6.7)
+ K
Fα
hệ số xét điến sự phân bố không đều cho các đôi răng. Tra bảng 6.14
K

Fα
= 1.37
+ K
Fv
hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp. K
Fv
= 1,01
- => K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
= 1,32.1,37.1,01 = 1,81
Y
ɛ
=1/ɛ
α
hệ số trùng khớp răng

Y
ɛ
=1/1,677 = 0,59
Y
β
= 1- β/140 hệ số xét đến độ nghiêng răng.
Y
β

= 0,885
Vậy

σ
F1
= 1,81.0,76.0,885.3,9/0,85.34.63.3
σ
F1
= 160,9 MPa
σ
F2
= σ
F1
.Y
2
/Y
1
= 160,9.3,6/3,9 =141,7 MPa
5. Kiểm nghiệm răng khi quá tải
K
qt
= T
mm
/T =1,4
σ
Hmax
= σ
H
= 466,36. = 551,8 MPa
σ

Hmax
< [σ
H
]
max
= 1624 MPa
σ
F1max
= σ
F1.
K
qt
= 160,9.1,4 = 225,26 MPa
σ
F1max
< [σ
F1max
] = 463 MPa
σ
F2max
= σ
F2.
K
qt
= 147,7.1,4 = 206,78 MPa
σ
F2max
<[ σ
F2max
] = 360 MPa

6. Các thông số của bộ chuyền
THÔNG SỐ KÍCH THƯỚC
Khoảng cách trục aw = 200mm
Mô đun bánh răng m = 3
Chiều rộng răng bw = 63 mm
Góc nghiêng răng β = 18
0
Tỉ số truyền u = 5
Số răng z
1
= 20 răng
z
2
= 100 răng

Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0
x
2
= 0
Đường kính vòng chia d
1
= m. z
1
/cosβ = 63 mm
d
2
= m. z
2

/cosβ = 315 mm
Đường kính vòng đỉnh d
a1
= d
1
+2m = 69 mm
d
a2
= d
2
+2m = 311 mm
Đường kính vòng đáy d
f1
= d
1
– 2,5m = 56 mm
d
f2
= d
2
– 2,5m = 308 mm

VI. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu chế tạo cho các trục là thép C45 có = 600 MPa, ứng
suất xoắn cho phép [ MPa
2. Xác định sơ bộ đường kính trục
Với p
1
= 2,95 kw; n
1

= 91,61 v/p; T
1
= 0,3.10
6
 d
1
= [10 MPa, chọn
 d
1
40mm
Với p
2
= 2,81 kw, n
2
= 18,33 v/p,

T
2
= 1,46.10
6
 d
2
= [10 MPa, chọn
 d
2
mm
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt, dựa vào đường
kính các trục sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn.
Với d
1

= 40 mm chọn bo = 23mm
Với d
2
=70 mm chọn bo = 35 mm
Chọn chiều dài may ơ đĩa xích bánh răng trụ.
L
m1
= ( )d
1
= 48mm
L
m2
= ( )d
2
= 84mm
Xác định chiều dài các đoạn trục trên trục 1. Với loại hộp giảm tốc bánh
răng trụ 1 cấp.
l
12
= l
c12
= 0,5 (l
m13
+ bo) +k
3
+ h
n
với l
m13
= 48, bo = 23 k

3
= 15, h
n
= 18
chọn l
12
= 60mm
trong đó: l
m13
khoảng cách từ mặt mút đĩa xích tới lắp ổ.
bo bề rộng ổ lăn.
k
3
khoảng cách từ mặt mút bánh răng tới nắp ổ.
h
n
chiều cao nắp ổ và bu lông.
l
13
= 0,5(l
m13
+ bo)+k
1
+ k
2
với l
m13
= 48; bo = 23 k
1
= 15; k

2
= 15
chọn l
m13
= 60mm
trong đó: l
m13
khoảng cách từ mặt mút đĩa xích tới lắp ổ.
bo bề rộng ổ lăn.
k
1
khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của
hộp.
k
2
khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
l
11
= 2l
13
= 2.60 = 120mm
trục 1:


Xác định chiều dài các đoạn trục trên trục 2.
l
22
= l
13
= 60mm

l
21
= l
11
= 120mm
l
23
= l
c23
= 0,5 (l
m23
+ bo) +k
3
+ h
n
với l
m13
= 70, bo =35 k
3
= 15, h
n
= 18
chọn l
23
= 80mm
trong đó: l
m13
khoảng cách từ mặt mút khớp nối tới lắp ổ.
bo bề rộng ổ lăn.
k

1
khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của
hộp.
k
2
khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
truc 2:

4. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục.
Trục 1:

Trong mặt phẳng xz ta có:
Ftx = 6.10
7
.R/v trong đó:
R công suất trên truc, R = 2,95
v vận tốc xích: v = z.n.t/6000 = 15.91,56.25,4/6000 = 4,54 m/s
 Ftx = 6,758 kN
Frx = kt.Ftx = 1,1.6,785 = 7,1kN
Trong đó: kt hệ số ảnh hưởng của trọng lượng xích lên trục, kt = 1,1.
Lực tác dụng lên bánh răng 1:
Ft1 = 2T1/D1 = 2.0,3.10
6
/40 = 15.10
3
N
Fr1 = Ft1.tag /cos = 5,7.10
3
N
Fa1 = Ft1.tag = 3,2.10

3
N
Trong đó: T1moomen xoắn trên trục 1
D1 đường kính trục 1
góc ăn khớp = 20,7
0

góc nghiêng răng,
0
Chiều của các lực tác dụng như trên hình vẽ.
Xác định các phản lực tại các ổ lăn.
Phương trình cân bằng mô men đối với điểm B:
ΣM
B
= Frx.60 + Ma1+Fr1.60 – RxD.120 = 0
 RxD = = 7,2.10
3
N
Trong đó Ma1 = Fa1.31,5 = 100.10
3
Nmm
Phương trình cân bằng lực theo phương x.
ΣFx = Frx –Rx
B
– Fr1 + Rx
D
=0
 Rx
B
= Frx - Fr1 + Rx

D
 Rx
B
= 8,6 .10
3
N
Xác định giá trị mô men tại điểm B
M
B
= Frx.60 = 426.10
3
Nmm
Xác định giá trị mô men tại điểm C
M
C
= Rx
D
.60 = 423.10
3
Nmm
Kể đến tập trung mô men tại C
M
C
= 423.10
3
- 100.10
3
= 323.10
3
Nmm

Trong mặt phẳng yz ta có:
Phương trình cân bằng mô men đối với điểm B:
ΣM
B
= Ftx .60 + F
T1
.60 – Ry
D
.120 =0
 Ry
D
= = 10,8 .10
3
N
Phương trình cân bằng lực theo phương y:
ΣFy = Ftx + F
T1
– Ry
B
– Ry
D
=0
 Ry
B
= Ftx + F
T1
– Ry
D
= 10,9.10
3

N
Xác định giá trị mô men tại điểm B:
M
B
= Ftx.60 = 405 .10
3
Nmm
Xác định giá trị mô men tại điểm C:
M
C
= Rx
D
.60 = 654.10
3
Nmm
BIỂU ĐỒ MÔ MEN TRUC 1:

T
300.10
3
Nmm
*xác định đuờng kính trục:
Theo phần tính sơ bộ đường kính trục: d
1
= 40mm
vật liệu chế tạo trục là thép C
45
có tôi cải thiện có Ϭ
b
600MPa tra bảng

10.5 có [Ϭ] = 50MPa.
Đường kính tại các mặt cắt trên trục đuợc xác định theo công thức:
+d =
Trong đó M
td
là trị số của mômen tương đương trên các mặt cắt mà ta xét
đến và được xác định theo công thức :
M
td
=
*Xét mặt cắt tại A vị trí lắp bánh xích.
Mô men uốn đứng:M
y
= 0
Mô men uốn ngang:M
x
= 0
Mô men xoắn:M
z
= 0,3.10
6
Nmm
=> M
td
= = 0,25.10
6
Nmm
Vậy đường kính trục qua A là: d
A
= = 30mm.

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm B vị trí có ô bi đỡ chặn của bộ truyền.
Mô men uốn ngang: = 426.10
3
Nmm
Mô men uốn đứng: = 405.10
3
Nmm
Mômen xoắn:M
Z
= 0,3.10
6
Nmm.
Mô men tương đương tại điểm B
M
td
= = 587,8.10
3
Nmm
 d
B
= = 35 mm
*xét mặt cắt qua vị trí của điểm C vị trí có bánh răng của bộ truyền.
Mô men uốn ngang: = 432.10
3
Nmm
Mô men uốn đứng: = 654.10
3
Nmm
Mômen xoắn:M
Z

= 0,3.10
6
Nmm.
Mô men tương đương tại điểm C
M
td
= = 783.10
3
Nmm
 d
C
= = 40 mm
Do ở vị trí này cần phay rãnh then nên ta tăng đường kính trục lên khoảng
4% để đảm bảo.
*xét mặt cắt qua vị trí của điểm D vị trí có bánh răng của bộ truyền.
Mô men uốn ngang: = 0 Nmm
Mô men uốn đứng: = 0

Nmm